JP5540729B2 - Control method and control apparatus for supercharged engine - Google Patents
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Description
本発明は、燃焼室に導入される新気を過給する過給機を備えた過給機付エンジンの制御方法および制御装置に関する。 The present invention relates to a control method and a control device for a supercharged engine equipped with a supercharger that supercharges fresh air introduced into a combustion chamber.
従来、下記特許文献1に示されるように、点火プラグを有する火花点火式ガソリンエンジンにおいて、エンジンの部分負荷運転領域で、混合気を自着火させる圧縮自己着火燃焼を行う一方、これよりも高負荷側の運転領域では、火花点火による強制燃焼で運転することが行われている。
Conventionally, as shown in
上記のように圧縮自己着火燃焼と火花点火による強制燃焼とをエンジン負荷に応じて使い分けることは、従来から多く提案されている。すなわち、圧縮自己着火燃焼は、燃焼室の各所で同時多発的に自着火する燃焼であり、従来から行われてきた火花点火による燃焼に比べてより高い熱効率が得られると言われているが、負荷が高いときの燃焼制御性に問題がある(つまり過早着火やノッキングが起き易くなる)ため、高負荷域では、火花点火によりコントロールされた強制燃焼を行う必要がある。そこで、圧縮自己着火による燃焼と火花点火による燃焼という2つの燃焼形式を負荷に応じて使い分けるようにしている。これにより、部分的にではあるが、圧縮自己着火燃焼が的確に実行され、その実行領域での熱効率が向上する結果、燃費性能が改善するという利点が得られる。 As described above, there have been many proposals to properly use compression self-ignition combustion and forced combustion by spark ignition according to the engine load. In other words, compression self-ignition combustion is combustion that is self-ignited simultaneously and frequently at various locations in the combustion chamber, and it is said that higher thermal efficiency can be obtained compared to combustion by spark ignition that has been conventionally performed, Since there is a problem in the combustion controllability when the load is high (that is, premature ignition and knocking are likely to occur), it is necessary to perform forced combustion controlled by spark ignition in a high load range. Therefore, two types of combustion, combustion by compression self-ignition and combustion by spark ignition, are selectively used according to the load. Thereby, although it is partially, the compression self-ignition combustion is accurately executed, and as a result of improving the thermal efficiency in the execution region, there is an advantage that the fuel efficiency is improved.
ところで、圧縮自己着火による燃焼は、高負荷域だけでなく、エンジン負荷が極端に低い場合(例えばアイドリング時)にも不安定になり易い。すなわち、負荷が極端に低いと、エンジンの筒内温度が低下するため、失火が起き易くなる。そこで、下記特許文献2では、エンジンの極低負荷域において、吸入空気(新気)を排気ガスとの熱交換により強制的に加熱し、この加熱された空気を筒内に導入するという技術が提案されている。このように、新気を加熱した上で筒内に導入するようにした場合には、筒内温度の上昇によって自着火が促進されるため、失火を防止できるという利点がある。
By the way, combustion by compression self-ignition tends to become unstable not only in a high load region but also when the engine load is extremely low (for example, at idling). That is, if the load is extremely low, the in-cylinder temperature of the engine decreases, and misfire is likely to occur. Therefore, in
一方、エンジンの熱効率を向上させるには、理論空燃比よりもリーンな空燃比下で混合気を燃焼させればよいことが知られている。すなわち、燃料(ガソリン)の供給量に対して過剰な空気を気筒内に導入し、これによって形成されるリーンな空燃比下で燃焼を行わせれば、理論空燃比下での燃焼と比べて燃焼温度を低下させることができるため、エンジンの排気損失および冷却損失が低減される結果、熱効率をより向上させることができる。 On the other hand, in order to improve the thermal efficiency of the engine, it is known that the air-fuel mixture is burned under an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. That is, if excessive air is introduced into the cylinder with respect to the supply amount of fuel (gasoline) and combustion is performed under a lean air-fuel ratio formed thereby, combustion is performed as compared with combustion under the stoichiometric air-fuel ratio. Since the temperature can be lowered, the exhaust loss and cooling loss of the engine are reduced, so that the thermal efficiency can be further improved.
このことから、上記のように空燃比をリーンに設定した状態で、上述した圧縮自己着火燃焼を行わせれば、より効果的にエンジンの熱効率を向上させて燃費性能を改善できるようになると期待される。 From this, it is expected that if the above-described compression self-ignition combustion is performed in the state where the air-fuel ratio is set to lean as described above, the thermal efficiency of the engine can be improved more effectively and the fuel consumption performance can be improved. The
しかしながら、リーン空燃比下で圧縮自己着火燃焼を行わせようとすれば、例えばエンジンの低負荷域でより失火が起き易くなることが懸念される。そのための対策として、上記特許文献2のように新気を加熱する方法を採用することが考えられるが、リーン空燃比でしかも負荷が低い状況での自着火を、新気を加熱することで無理に起こさせようとすれば、新気を大幅に加熱する必要が生じると予想され、実用上の問題や、密度低下による出力の低下等が懸念される。
However, if compression self-ignition combustion is performed under a lean air-fuel ratio, there is a concern that misfires are more likely to occur, for example, in a low load region of the engine. As a countermeasure for this, it is conceivable to employ a method of heating fresh air as described in
本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、新気の温度を強制的に増減させる操作を不要にしつつ、より広範な負荷域でリーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせることにより、エンジンの熱効率をより効果的に向上させることを目的とする。 The present invention has been made in view of the circumstances as described above, and does not require an operation for forcibly increasing or decreasing the temperature of fresh air, while performing compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio in a wider load range. The purpose of this is to improve the thermal efficiency of the engine more effectively.
上記課題を解決するためのものとして、本発明は、燃焼室に導入される新気を過給する過給機を備えた過給機付エンジンを制御する方法であって、幾何学的圧縮比を16以上に設定し、少なくともエンジンの低回転域で、理論空燃比よりもリーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせ、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、所定の負荷よりも低負荷側では、相対的に新気量を低減させつつ有効圧縮比を高め、上記所定の負荷よりも高負荷側では、上記過給機による過給圧を高めることで相対的に新気量を増大させつつ有効圧縮比を低下させることを特徴とするものである(請求項1)。 In order to solve the above problems, the present invention is a method of controlling a supercharged engine having a supercharger that supercharges fresh air introduced into a combustion chamber, the geometric compression ratio Is set to 16 or more, and at least in a low rotation region of the engine, compression auto-ignition combustion is performed under an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. On the lower load side than the load, the effective compression ratio is increased while relatively reducing the amount of fresh air, and on the higher load side than the predetermined load, the boost pressure by the turbocharger is increased relatively. The effective compression ratio is lowered while increasing the amount of fresh air (claim 1).
また、本発明は、燃焼室に導入される新気を過給する過給機を備えた過給機付エンジンを制御する装置であって、幾何学的圧縮比が16以上に設定され、少なくともエンジンの低回転域で、理論空燃比よりもリーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせるようにエンジンの各部を制御する制御手段を備え、上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、所定の負荷よりも低負荷側では、相対的に新気量を低減させつつ有効圧縮比を高め、上記所定の負荷よりも高負荷側では、上記過給機による過給圧を高めることで相対的に新気量を増大させつつ有効圧縮比を低下させることを特徴とするものである(請求項5)。 The present invention is also an apparatus for controlling a supercharged engine having a supercharger that supercharges fresh air introduced into a combustion chamber, wherein the geometric compression ratio is set to 16 or more, and at least The engine comprises control means for controlling each part of the engine so that compression auto-ignition combustion is performed at an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio in a low engine speed range, and the control means performs the compression auto-ignition combustion. Of the operating range to be performed, the effective compression ratio is increased while relatively reducing the amount of fresh air on the low load side than the predetermined load, and the supercharger is operated on the high load side than the predetermined load. The effective compression ratio is lowered while the amount of fresh air is relatively increased by increasing the supply pressure (Claim 5).
これらの発明によれば、幾何学的圧縮比を16以上と高く設定した過給機付エンジンにおいて、理論空燃比よりもリーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせる際に、エンジン負荷の増大に応じて、有効圧縮比を低下させて圧縮端温度(着火直前の筒内温度)を低下させるとともに、過給により新気量を増大させて圧縮端圧力(着火直前の筒内圧力)を高めるようにしたため、過給された多量の新気によりエンジン出力を十分に確保しつつ、燃料分子と酸素分子の衝突速度を低下させて化学反応を抑制することにより、ノッキングや過早着火等の異常燃焼を効果的に防止することができる。 According to these inventions, in the engine with a supercharger in which the geometric compression ratio is set to a high value of 16 or more, when performing compression self-ignition combustion under an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio, the engine load In accordance with the increase in the engine pressure, the effective compression ratio is decreased to decrease the compression end temperature (in-cylinder temperature immediately before ignition), and the amount of fresh air is increased by supercharging to increase the compression end pressure (in-cylinder pressure immediately before ignition). Therefore, knocking, pre-ignition, etc. are achieved by suppressing the chemical reaction by reducing the collision speed of fuel molecules and oxygen molecules while ensuring sufficient engine output with a large amount of fresh air supercharged. Can be effectively prevented.
一方、エンジン負荷が低下した場合には、有効圧縮比を高めて圧縮端温度を上昇させるとともに、新気量を低減させて圧縮端圧力を低下させることにより、新気が少なく燃料分子と酸素分子の衝突頻度が少ない状況でも、分子速度を速めることで化学反応を促進し、混合気を確実に自着火させることができる。 On the other hand, when the engine load decreases, the effective compression ratio is increased to increase the compression end temperature, and the fresh air amount is decreased to decrease the compression end pressure, thereby reducing the amount of fresh air and fuel molecules and oxygen molecules. Even in situations where the collision frequency is low, the chemical reaction can be promoted by increasing the molecular velocity, and the air-fuel mixture can be surely ignited.
そして、以上のような効果により、本発明では、例えば新気を吸入する過程でその温度を強制的に増減させるといった操作を行わなくても、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を負荷方向のより広い範囲にわたって適正に実行することができ、エンジンの熱効率を効果的に向上させることができる。 Due to the effects as described above, in the present invention, for example, compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio is performed in the load direction without performing an operation of forcibly increasing or decreasing the temperature in the process of inhaling fresh air. This can be carried out properly over a wider range, and the thermal efficiency of the engine can be effectively improved.
本発明の制御方法において、好ましくは、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも低負荷側では、既燃ガスを燃焼室に残留させる内部EGRを行うことにより、新気量を低減させる(請求項2)。 In the control method of the present invention, preferably, in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed, on the lower load side than the predetermined load, by performing internal EGR that causes the burned gas to remain in the combustion chamber, The amount of fresh air is reduced (claim 2).
本発明の制御装置において、好ましくは、上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも低負荷側では、既燃ガスを燃焼室に残留させる内部EGRを行うことにより、新気量を低減させる(請求項6)。 In the control device according to the present invention, preferably, the control means is an internal EGR that causes the burned gas to remain in the combustion chamber on a lower load side than the predetermined load in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed. The amount of fresh air is reduced by performing (Claim 6).
これらの態様によれば、低負荷側で内部EGRを行うことにより、新気量を低減できるだけでなく、圧縮初期温度を高めることができるため、低負荷に適した圧縮端温度および圧縮端圧力の条件を効率よくつくり出すことができ、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を低負荷側で適正に実行できるという利点がある。 According to these aspects, by performing internal EGR on the low load side, not only can the amount of fresh air be reduced, but also the initial compression temperature can be increased, so the compression end temperature and compression end pressure suitable for low loads can be increased. The conditions can be created efficiently, and there is an advantage that compression auto-ignition combustion under a lean air-fuel ratio can be properly executed on the low load side.
本発明の制御方法において、好ましくは、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≧2に設定する(請求項3)。 In the control method of the present invention, preferably, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio is set to λ ≧ 2 over the entire operation region in which the compression self-ignition combustion is performed.
本発明の制御装置において、好ましくは、上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≧2に設定する(請求項7)。 In the control device of the present invention, it is preferable that the control means sets the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio to λ ≧ 2 over the entire operation region in which the compression self-ignition combustion is performed.
これらの態様によれば、λ≧2という大幅にリーンな空燃比下で圧縮自己着火燃焼を行わせることにより、燃焼により生じるNOxの量を効果的に低減でき、排ガス規制を十分に満足できるという利点がある。 According to these aspects, the amount of NOx produced by combustion can be effectively reduced by performing compression self-ignition combustion under a significantly lean air-fuel ratio of λ ≧ 2, and exhaust gas regulations can be sufficiently satisfied. There are advantages.
本発明の制御方法において、好ましくは、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも高負荷側の負荷域の少なくとも一部では、圧縮行程後半に燃料を噴射する後段噴射と、それ以前に燃料を噴射する前段噴射とを含む分割噴射を実行する(請求項4)。 In the control method of the present invention, preferably, in at least a part of the load region on the higher load side than the predetermined load among the operation regions in which the compression self-ignition combustion is performed, the latter stage in which fuel is injected in the latter half of the compression stroke. Divided injection including injection and preceding injection for injecting fuel before that is executed (claim 4).
本発明の制御装置において、好ましくは、上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも高負荷側の負荷域の少なくとも一部では、圧縮行程後半に燃料を噴射する後段噴射と、それ以前に燃料を噴射する前段噴射とを含む分割噴射を実行する(請求項8)。 In the control device of the present invention, it is preferable that the control means is in the latter half of the compression stroke in at least a part of a load region higher than the predetermined load in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed. Split injection including post-injection for injecting fuel and pre-injection for injecting fuel before that is executed (claim 8).
これらの態様に示すように、燃料噴射を複数回に分割する分割噴射を行った場合には、燃料が高温・高圧に晒される時間が全体として短くなるため、圧縮端温度がある程度高くても、早期に化学反応が起きることが回避され、過早着火等の異常燃焼が防止される。このため、圧縮端温度を下げるために有効圧縮比を大幅に低下させる必要がなくなり、過給能力がそれ程高くなくても、負荷に応じた新気量を十分に確保できるという利点がある。 As shown in these aspects, when split injection is performed to divide the fuel injection into a plurality of times, the time for which the fuel is exposed to high temperature and high pressure is shortened as a whole, so even if the compression end temperature is somewhat high, An early chemical reaction is avoided and abnormal combustion such as pre-ignition is prevented. For this reason, there is no need to significantly reduce the effective compression ratio in order to lower the compression end temperature, and there is an advantage that a sufficient amount of fresh air corresponding to the load can be secured even if the supercharging capability is not so high.
以上説明したように、本発明によれば、新気の温度を強制的に増減させる操作を不要にしつつ、より広範な負荷域でリーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせることができ、エンジンの熱効率をより効果的に向上させることができる。 As described above, according to the present invention, it is possible to perform compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio in a wider load range while eliminating the need to forcibly increase or decrease the temperature of fresh air. The thermal efficiency of the engine can be improved more effectively.
<本発明に至るまでの研究>
(1−1)空燃比に関する考察
本発明の課題を説明する際にも述べた通り、エンジンの熱効率を向上させて燃費性能を改善するには、理論空燃比よりもリーンな空燃比下で混合気を燃焼させればよい。空燃比をリーンにすることで、混合気の燃焼温度が低下し、排気損失および冷却損失が低減され、熱効率が向上する。
<Research up to the present invention>
(1-1) Consideration on air-fuel ratio As described in the description of the problem of the present invention, in order to improve the thermal efficiency of the engine and improve the fuel efficiency, the mixing is performed under an air-fuel ratio that is leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. Just burn your mind. By making the air-fuel ratio lean, the combustion temperature of the air-fuel mixture decreases, exhaust loss and cooling loss are reduced, and thermal efficiency is improved.
上記のようなリーン燃焼を行わせるガソリンエンジン(リーンバーンガソリンエンジン)は、従来から既に開発されており、例えば、通常14.7程度である理論空燃比に対し、混合気の空燃比を20程度まで大きく設定したガソリンエンジンが過去にも実用化されている。しかしながら、20程度の空燃比では、熱効率の大幅な改善が望めないだけでなく、エミッション性が悪化するという問題がある。すなわち、エンジンの排気通路には、一般に、排ガス中に含まれるHC、CO、NOxを同時に浄化できる三元触媒が設けられるが、この三元触媒は、空燃比が理論空燃比であるときに最大の性能を発揮するものであり、例えば空燃比が20程度までリーン化されると、NOxの浄化性能が極端に低下してしまう。 A gasoline engine (lean burn gasoline engine) that performs lean combustion as described above has already been developed. For example, the air-fuel ratio of the air-fuel mixture is about 20 with respect to the theoretical air-fuel ratio that is usually about 14.7. Gasoline engines that have been set to large have been put to practical use in the past. However, when the air-fuel ratio is about 20, there is a problem that not only a great improvement in thermal efficiency can be expected, but also the emission property is deteriorated. In other words, the engine exhaust passage is generally provided with a three-way catalyst that can simultaneously purify HC, CO, and NOx contained in the exhaust gas. This three-way catalyst is maximum when the air-fuel ratio is the stoichiometric air-fuel ratio. For example, if the air-fuel ratio is made lean to about 20, the NOx purification performance is extremely lowered.
もちろん、三元触媒によるNOxの浄化が期待できなくても、例えばNOxを吸蔵して還元するNOx触媒を上記三元触媒とは別に設けることにより、NOxをある程度浄化してその排出量を抑制することが可能である。過去に開発されたリーンバーンガソリンエンジンにおいても、上記のようなNOx触媒を排気通路に設けることでNOxの問題をクリアしてきた。しかしながら、NOx触媒の性能にも限界があり、例えば20程度の空燃比では、たとえNOx触媒を設けたとしても、年々厳しくなる排ガス規制に適合することは困難となってきている。 Of course, even if NOx purification by the three-way catalyst cannot be expected, for example, by providing a NOx catalyst that stores and reduces NOx separately from the three-way catalyst, the NOx is purified to some extent and its emission amount is suppressed. It is possible. In the lean burn gasoline engine developed in the past, the problem of NOx has been cleared by providing the NOx catalyst as described above in the exhaust passage. However, there is a limit to the performance of the NOx catalyst. For example, at an air-fuel ratio of about 20, even if a NOx catalyst is provided, it has become difficult to comply with exhaust gas regulations that are becoming stricter year by year.
そこで、本願発明者は、空燃比を理論空燃比よりも大幅にリーン化することにより、燃焼により生じるNOx量(生のNOx量)自体を低減しようと考えた。すなわち、空燃比を大幅にリーンにすることで、混合気の燃焼温度をNOxの生成温度(NOxが活発に生成される温度)よりも低くし、これによってNOxの生成量を十分に低減しようというものである。 Therefore, the inventor of the present application thought to reduce the NOx amount (raw NOx amount) itself generated by combustion by making the air-fuel ratio much leaner than the stoichiometric air-fuel ratio. That is, by making the air-fuel ratio significantly lean, the combustion temperature of the air-fuel mixture is made lower than the NOx generation temperature (the temperature at which NOx is actively generated), thereby reducing the NOx generation amount sufficiently. Is.
図1は、理論空燃比に対する空気過剰率λと、NOxの生成量(燃焼により生じる生のNOx量)との関係を示すグラフである。このグラフにおいて、縦軸の値Yは、NOx触媒を設ければ排ガス規制を十分に満足できるNOxの量を、値Xは、NOx触媒を設けなくても排ガス規制を十分に満足できるNOxの量を示している。 FIG. 1 is a graph showing the relationship between the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio and the amount of NOx produced (the amount of raw NOx produced by combustion). In this graph, the value Y on the vertical axis indicates the amount of NOx that can sufficiently satisfy the exhaust gas regulations if a NOx catalyst is provided, and the value X indicates the amount of NOx that can sufficiently satisfy the exhaust gas regulations without providing a NOx catalyst. Is shown.
図1から理解できるように、理論空燃比に対する空気過剰率λが、2.4(空燃比で約35)以上に大きくなれば、燃焼により生じる生のNOx量が上記基準値X以下になり、NOx触媒を設けなくても排ガス規制を十分に満足できるようになる。一方、空気過剰率λがλ=2〜2.4までの範囲では、NOx生成量が上記基準値Xを超えることになるが、基準値Yよりは小さいため、NOx触媒を設けさえすれば、規制を十分に満足することが可能である。 As can be understood from FIG. 1, if the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio increases to 2.4 (about 35 at the air-fuel ratio) or more, the amount of raw NOx generated by combustion becomes the reference value X or less, Even if no NOx catalyst is provided, exhaust gas regulations can be fully satisfied. On the other hand, when the excess air ratio λ is in the range of λ = 2 to 2.4, the NOx generation amount exceeds the reference value X, but is smaller than the reference value Y. Therefore, as long as a NOx catalyst is provided, It is possible to fully satisfy the regulations.
以上のことから、NOx排出量の問題をクリアするには、理論空燃比に対する空気過剰率λを、2以上、より好ましくは2.4以上に設定すればよいことが分かる。λ≧2.4に設定すればNOx触媒を省略できるため、λ=2〜2.4のときと比べてコスト面等でも有利となる。 From the above, it can be seen that the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio should be set to 2 or more, more preferably 2.4 or more to clear the problem of NOx emission. If λ ≧ 2.4 is set, the NOx catalyst can be omitted, which is advantageous in terms of cost and the like as compared to when λ = 2 to 2.4.
ただし、λ≧2(または2.4)の超リーンな空燃比下で混合気を燃焼させようとした場合、混合気が着火した後の火炎伝播速度が、理論空燃比のときと比べて大幅に低下するため、従来のガソリンエンジンと同様の火花点火による燃焼を適用したのでは、失火が起き易く、実用化は困難である。しかしながら、混合気が同時多発的に自着火する圧縮自己着火燃焼を適用した場合には、自着火できる環境さえつくり出せば、上記のような火炎伝播速度の低下にかかわらず、λ≧2の空燃比下でも適正な燃焼を行える可能性があり、本願発明者は、この点に着目して、さらに以下のような検討を行った。 However, when trying to burn the air-fuel mixture under an ultra-lean air-fuel ratio of λ ≧ 2 (or 2.4), the flame propagation speed after ignition of the air-fuel mixture is significantly higher than that at the stoichiometric air-fuel ratio. Therefore, if combustion by spark ignition similar to that of a conventional gasoline engine is applied, misfire is likely to occur and practical application is difficult. However, in the case of applying compression self-ignition combustion in which the air-fuel mixture self-ignites simultaneously, as long as an environment capable of self-ignition is created, an empty space of λ ≧ 2 is achieved regardless of the decrease in the flame propagation speed as described above. There is a possibility that proper combustion can be performed even under a fuel ratio, and the inventors of the present application focused on this point and further studied as follows.
(1−2)圧縮自己着火燃焼に関する考察
ガソリンエンジンにおける圧縮自己着火燃焼は、図2に示すように、燃料(ガソリン)と酸素が自主的に化学反応する現象である。燃料と酸素の化学反応が起きると、水と二酸化炭素が生成されるとともに、内部エネルギー差による熱が発生する。このような化学反応が起きるか否かは、混合気の温度、圧力、高温高圧時間(高温・高圧に晒される時間)によって決まる。具体的には、温度が高いほど分子速度が速くなり、圧力が高いほど(つまり分子密度が高いほど)分子の衝突頻度が多くなるため、温度および圧力が高いほど、燃料と酸素の衝突によるエネルギーが増大し、化学反応が起き易くなる。そして、温度および圧力が高い時間(高温高圧時間)がある程度継続したところで、燃料と酸素の化学反応が始まり、その後は、化学反応が連鎖的に進行して混合気の燃焼が完了する。
(1-2) Consideration Regarding Compressed Self-Ignition Combustion Compressed self-ignition combustion in a gasoline engine is a phenomenon in which fuel (gasoline) and oxygen undergo a chemical reaction independently as shown in FIG. When a chemical reaction between fuel and oxygen occurs, water and carbon dioxide are generated and heat is generated due to the internal energy difference. Whether or not such a chemical reaction occurs depends on the temperature, pressure, and high-temperature and high-pressure time of the air-fuel mixture (time when exposed to high temperature and high pressure). Specifically, the higher the temperature, the faster the molecular velocity, and the higher the pressure (that is, the higher the molecular density), the more frequent the collision of molecules, so the higher the temperature and pressure, the higher the energy from the collision of fuel and oxygen. Increase and chemical reaction is likely to occur. Then, when the time during which the temperature and pressure are high (high temperature and high pressure time) continues to some extent, the chemical reaction between the fuel and oxygen starts, and thereafter, the chemical reaction proceeds in a chain and the combustion of the air-fuel mixture is completed.
図3は、ピストンやシリンダー等からなる一般的なガソリンエンジンを模式的に示している。本願発明者は、本図に示すようなレシプロ式ガソリンエンジンにおいて、上述したような圧縮自己着火燃焼の特性を考慮しつつ、最大のトルクが得られる最適の着火タイミング(Minimum Advance for Best Torque;以下、MBTという)で混合気を自着火させるための筒内温度T、筒内圧力Pの条件について考察した。なお、MBT(最適の着火タイミング)は、エンジンの負荷によって異なるが、概ね圧縮上死点に一致するタイミング(高負荷時)から、3°ATDC(低負荷時)にかけての範囲である。 FIG. 3 schematically shows a general gasoline engine including a piston and a cylinder. The inventor of the present application, in the reciprocating gasoline engine as shown in this figure, considers the characteristics of the compression self-ignition combustion as described above, and the optimal ignition timing (Minimum Advance for Best Torque; The conditions of the in-cylinder temperature T and the in-cylinder pressure P for self-igniting the air-fuel mixture were considered. The MBT (optimum ignition timing) varies depending on the engine load, but generally ranges from the timing that coincides with the compression top dead center (at the time of high load) to 3 ° ATDC (at the time of low load).
混合気をMBTで自着火させるには、MBT直前における筒内温度T、筒内圧力Pを、エンジンの回転速度に応じて制御する必要がある。すなわち、混合気の高温高圧時間は、エンジンの回転速度が速いほど短く、遅いほど長くなるため、高温高圧時間の短い高回転域では、MBT直前の筒内温度・圧力T,Pを高くする必要があり、高温高圧時間の長い低回転域では、MBT直前の筒内温度・圧力T,Pを低くする必要がある。なお、以下では、MBT直前(つまり混合気が自着火する直前)の筒内温度Tおよび筒内圧力Pのことを、それぞれ圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxと称する。 In order to cause the air-fuel mixture to self-ignite with MBT, it is necessary to control the in-cylinder temperature T and the in-cylinder pressure P immediately before MBT according to the rotational speed of the engine. That is, the high temperature and high pressure time of the air-fuel mixture is shorter as the engine speed is faster and becomes longer as the engine speed is slower. In the low rotation range where the high temperature and high pressure time is long, it is necessary to lower the in-cylinder temperature and pressure T and P immediately before the MBT. Hereinafter, the in-cylinder temperature T and the in-cylinder pressure P immediately before MBT (that is, immediately before the air-fuel mixture self-ignites) are referred to as a compression end temperature Tx and a compression end pressure Px, respectively.
図4は、エンジン回転速度が1000rpmのときに、混合気がMBT(最適の着火タイミング)で自着火する圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を、素反応計算および状態方程式に基づき算出したグラフである。なお、このグラフの算出にあたっては、理論空燃比に対する空気過剰率λを2.4、圧縮比を18とした。空気過剰率λ=2.4としたのは、燃焼により生じるNOx量(生のNOx量)自体を十分に小さくでき、NOx触媒を省略しても排ガス規制を満足できるからである(上述の(1−1)参照)。また、圧縮比を18としたのは、λ=2.4というリーンな空燃比下で混合気を自着火させるには、一般的なレシプロ式ガソリンエンジンよりも高い圧縮比で混合気をより高温・高圧化する必要があるからであり、さらには、高圧縮比化することで、熱効率の面でも有利だからである。 FIG. 4 shows the conditions of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px at which the air-fuel mixture self-ignites at MBT (optimum ignition timing) when the engine speed is 1000 rpm based on the elementary reaction calculation and the state equation. It is a graph. In calculating this graph, the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio was 2.4, and the compression ratio was 18. The reason why the excess air ratio λ = 2.4 is that the NOx amount (raw NOx amount) itself generated by combustion can be made sufficiently small, and even if the NOx catalyst is omitted, exhaust gas regulations can be satisfied (described above ( Refer to 1-1)). The compression ratio is set to 18 in order to auto-ignite the air-fuel mixture under a lean air-fuel ratio of λ = 2.4, the air-fuel mixture is heated at a higher compression ratio than a general reciprocating gasoline engine. This is because it is necessary to increase the pressure, and further, the high compression ratio is advantageous in terms of thermal efficiency.
図4のグラフにおいて、ラインL1は、混合気がMBTで自着火するために必要な圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの値を結んだラインであり、各値Tx,Pxが上記ラインL1上にあれば、自着火のタイミングがMBTになることを表わしている。なお、本図における圧縮端温度Tx、圧縮端圧力Pxとは、圧縮上死点での筒内温度・圧力のことを指す。 In the graph of FIG. 4, the line L1 is a line connecting the values of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px necessary for the air-fuel mixture to self-ignite with MBT, and each value Tx, Px is on the line L1. If it is, the self-ignition timing is MBT. In addition, the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px in this figure refer to the in-cylinder temperature and pressure at the compression top dead center.
また、図4のグラフにおいて、ラインM1,M2,M3は、筒内に導入される新気量に基づく負荷の値を示すものであり、M1が全負荷、M2が1/3負荷、M3が無負荷である。すなわち、圧縮比を18一定とすると、MBT直前(圧縮端)での行程容積は常に一定であるから、状態方程式によると、新気量(負荷)は、圧縮端圧力Pxに比例し、圧縮端温度Txに反比例する。このため、負荷の値ごとに、傾きの異なる複数のラインM1〜M3を規定することができる。なお、本図において、各負荷の値を図示平均有効圧力(IMEP)で表すと、全負荷(M1)のときのIMEP=1300kPa、1/3負荷(M2)のときのIMEP=500kPa、無負荷(M3)のときのIMEP=200kPaである。 In the graph of FIG. 4, lines M1, M2, and M3 indicate load values based on the amount of fresh air introduced into the cylinder, where M1 is the full load, M2 is the 1/3 load, and M3 is No load. That is, if the compression ratio is constant 18, the stroke volume immediately before the MBT (compression end) is always constant. Therefore, according to the equation of state, the amount of fresh air (load) is proportional to the compression end pressure Px, and the compression end It is inversely proportional to the temperature Tx. Therefore, a plurality of lines M1 to M3 having different inclinations can be defined for each load value. In addition, in this figure, when the value of each load is represented by the indicated mean effective pressure (IMEP), IMEP at full load (M1) = 1300 kPa, IMEP at 1/3 load (M2) = 500 kPa, no load IMEP at the time of (M3) = 200 kPa.
図4のグラフに示すように、混合気がMBTで自着火する条件(ラインL1)は、負荷が低いほど高温・低圧側に移行し、逆に負荷が高いほど低温・高圧側に移行する。すなわち、負荷が低く新気量が少ない場合には、分子の衝突頻度が低くなるため、化学反応を起こすには、圧縮端温度Txを高くして分子速度を速める必要があり、逆に、負荷が高く新気量が多い場合には、分子の衝突頻度が高くなるため、同様のタイミングで自着火を起こすには、圧縮端温度Txを低下させて分子速度を遅くする必要がある。 As shown in the graph of FIG. 4, the condition (line L1) in which the air-fuel mixture self-ignites with MBT shifts to the high temperature / low pressure side as the load is low, and conversely shifts to the low temperature / high pressure side as the load is high. That is, when the load is low and the amount of fresh air is small, the collision frequency of the molecules is low, so in order to cause a chemical reaction, it is necessary to increase the compression end temperature Tx and increase the molecular velocity. When the amount of fresh air is high and the amount of fresh air is large, the collision frequency of the molecules increases. Therefore, in order to cause self-ignition at the same timing, it is necessary to lower the compression end temperature Tx to slow the molecular velocity.
圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件が上記ラインL1よりも高温・高圧側(グラフの右上側)に外れると、自着火のタイミングはMBTよりも早くなり、上記ラインL1よりも低温・低圧側(グラフの左下側)に外れると、自着火のタイミングはMBTよりも遅くなる。そして、ラインL1に対し高温・高圧側または低温・低圧側に大きく外れると、高温・高圧側では過早着火(プリイグニッション)やノッキングが起き、低温・低圧側では失火が起きてしまう。 When the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px are out of the line L1 at a higher temperature / higher pressure side (upper right side of the graph), the self-ignition timing is earlier than the MBT, and the lower temperature / lower pressure than the line L1. If it moves to the side (lower left side of the graph), the timing of self-ignition becomes later than MBT. When the line L1 deviates greatly to the high temperature / high pressure side or the low temperature / low pressure side, pre-ignition or knocking occurs on the high temperature / high pressure side, and misfire occurs on the low temperature / low pressure side.
図5は、上記図4のグラフを基礎として、エンジン回転速度のみを種々変化させながら図4と同様の演算を行った結果を示すものである。図中のラインL1〜L6のうち、ラインL1は、図4と同じくエンジン回転速度が1000rpmのときの条件を示しており、他のラインL2〜L6は、エンジン回転速度をそれぞれ2000、3000、4000、5000、6000rpmとしたときの温度・圧力の条件を示している。 FIG. 5 shows the result of the same calculation as that of FIG. 4 while variously changing only the engine speed based on the graph of FIG. Of the lines L1 to L6 in the figure, the line L1 shows the conditions when the engine speed is 1000 rpm as in FIG. 4, and the other lines L2 to L6 have engine speeds of 2000, 3000, and 4000, respectively. The conditions of temperature and pressure at 5000 and 6000 rpm are shown.
図5のグラフから明らかなように、エンジン回転速度2000〜6000rpmのときの条件を示すラインL2〜L6は、いずれも右下がりに傾斜しており、上述した1000rpmときのラインL1と同様の傾向を示している。また、これらラインL1〜L6の位置は、左から右にL1,L2,…L6の順になっており、このことから、エンジン回転速度が高くなるほど、自着火のために圧縮端温度Txを高める必要があることが分かる。これは、エンジン回転速度が速いと、混合気が高温・高圧に晒される時間(高温高圧時間)が短くなるため、より短時間で化学反応を起こす必要があるからである。 As is apparent from the graph of FIG. 5, the lines L2 to L6 indicating the conditions when the engine speed is 2000 to 6000 rpm are all inclined downward to the right, and the same tendency as the line L1 at 1000 rpm described above is observed. Show. Further, the positions of these lines L1 to L6 are in the order of L1, L2,... L6 from the left to the right. From this, it is necessary to increase the compression end temperature Tx for self-ignition as the engine speed increases. I understand that there is. This is because when the engine rotational speed is high, the time during which the air-fuel mixture is exposed to high temperature and high pressure (high temperature and high pressure time) is shortened, so that it is necessary to cause a chemical reaction in a shorter time.
また、図5においては、ラインL1〜L6がいずれも右下がりであることから、混合気をMBTで自着火させるための温度・圧力の条件は、エンジン回転速度にかかわらず、負荷が低いほど高温・低圧側に、負荷が高いほど低温・高圧側に移行することが分かる。しかし実際には、圧縮行程の初期温度(圧縮初期温度)が同じで、圧縮比も同じであれば、負荷の増減(つまり新気量の増減)に応じて圧縮端圧力Pxが変化するだけで、圧縮端温度Txは変化しない。このことから、図5のラインL1〜L6に示したような温度・圧力の条件(グレーに着色した領域S内の条件)を一定の圧縮比の下でつくり出すことは、例えば新気を自在に加熱したり冷却したりできない限りは、実質的に不可能である。 Further, in FIG. 5, since the lines L1 to L6 are all right-down, the temperature and pressure conditions for self-igniting the air-fuel mixture with MBT are higher as the load is lower regardless of the engine speed.・ It can be seen that the lower the pressure, the lower the pressure and the higher the pressure. However, in practice, if the initial temperature of the compression stroke (compression initial temperature) is the same and the compression ratio is the same, the compression end pressure Px only changes according to the increase or decrease of the load (that is, the increase or decrease of the fresh air amount). The compression end temperature Tx does not change. From this, creating temperature / pressure conditions (conditions in the region S colored in gray) as shown in the lines L1 to L6 in FIG. 5 under a certain compression ratio is free of fresh air, for example. As long as it cannot be heated or cooled, it is virtually impossible.
例えば、図5中にハッチングで示す領域Wは、常温(圧縮初期温度で75℃)でかつ大気圧(0.1MPa)にある所定量の新気を圧縮比16〜18で圧縮した場合に得られる圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの範囲を示している。この領域Wの範囲によると、常温・大気圧の新気を圧縮比16〜18で圧縮した場合、混合気を適正に自着火させ得る条件(グレーの領域Sの条件)を部分的に満足できることが分かるが、例えば、上記領域Wのときと比べて新気量(負荷)を減らした場合には、圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの範囲が上記領域Wの位置よりも低圧側(領域Wの真下側)に移行し、混合気を適正に自着火させ得る条件(領域S)から外れてしまう。したがって、単に新気量を増減させただけでは、あらゆる負荷および回転速度にわたって適正な圧縮自己着火燃焼を起こすことは不可能と理解できる。 For example, the area W shown by hatching in FIG. 5 is obtained when a predetermined amount of fresh air at normal temperature (75 ° C. at the initial compression temperature) and atmospheric pressure (0.1 MPa) is compressed at a compression ratio of 16-18. The range of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px to be performed is shown. According to the range of this area W, when normal temperature / atmospheric pressure fresh air is compressed at a compression ratio of 16-18, the conditions that allow the air-fuel mixture to self-ignite properly (conditions in the gray area S) can be partially satisfied. However, for example, when the amount of fresh air (load) is reduced as compared with the region W, the range of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px is lower than the position of the region W (region). (Directly below W) and deviates from the condition (region S) where the air-fuel mixture can be properly self-ignited. Therefore, it can be understood that it is impossible to cause proper compression self-ignition combustion over all loads and rotational speeds by simply increasing or decreasing the amount of fresh air.
仮に、新気の温度を自在に加熱したり冷却したりできれば、理論的には全ての負荷および回転速度にわたって適正な圧縮自己着火燃焼を起こすことが可能であるが、図5の領域Sのような条件を全て満足するには、かなり広範な温度範囲にわたって新気の加熱・冷却を行う必要があり、コスト面や制御性等の問題から、現実的な方法とはいえない。 If the temperature of the fresh air can be freely heated or cooled, it is theoretically possible to cause proper compression self-ignition combustion over all loads and rotational speeds. In order to satisfy all of these conditions, it is necessary to heat and cool fresh air over a fairly wide temperature range, and this is not a realistic method because of problems such as cost and controllability.
(1−3)解決策
そこで、本願発明者は、エンジンの圧縮比を18以下の範囲で変化させながら、過給や内部EGRを合わせて行うことにより、適正な圧縮自己着火燃焼の条件を示す領域Sと実質的に同じ条件をつくり出すことを考えた。
(1-3) Solution Therefore, the inventor of the present application indicates appropriate compression self-ignition combustion conditions by performing supercharging and internal EGR while changing the compression ratio of the engine within a range of 18 or less. It was considered to create substantially the same conditions as the region S.
圧縮比を18以下の範囲で変化させるには、エンジンの幾何学的圧縮比を18に設定した上で、吸気弁の閉時期をリタードさせればよい。吸気弁の閉時期がリタードされれば、実質的に圧縮が開始される時期が遅れ、エンジンの実質的な圧縮比(有効圧縮比)が18よりも低くなる。 In order to change the compression ratio within the range of 18 or less, the geometrical compression ratio of the engine is set to 18 and the closing timing of the intake valve is retarded. If the closing timing of the intake valve is retarded, the timing at which compression is substantially started is delayed, and the substantial compression ratio (effective compression ratio) of the engine becomes lower than 18.
有効圧縮比を低下させる操作は、圧縮端温度Txの低下につながるため、特にエンジンの低回転・高負荷域(図5の領域Sの左上部分)で有効である。しかしながら、有効圧縮比低下のために吸気弁の閉時期をリタードさせると、筒内の新気量が減り、圧縮行程の初期圧力(圧縮初期圧力)が低下するので、単に有効圧縮比を低下させただけでは、低回転・高負荷域での自着火の条件に比べて、圧縮端圧力Pxが過小になり、トルク不足や失火を招くと予想される。そこで、有効圧縮比の低下に合わせて、減少する新気の量を補うべく、過給を行うようにする。 Since the operation for reducing the effective compression ratio leads to a decrease in the compression end temperature Tx, it is particularly effective in the low rotation / high load region of the engine (the upper left portion of the region S in FIG. 5). However, if the intake valve closing timing is retarded to reduce the effective compression ratio, the amount of fresh air in the cylinder decreases, and the initial pressure (compression initial pressure) of the compression stroke decreases, so the effective compression ratio is simply decreased. However, it is expected that the compression end pressure Px becomes excessively lower than that of the self-ignition condition in the low rotation / high load region, resulting in insufficient torque and misfire. Therefore, supercharging is performed to compensate for the amount of fresh air that decreases as the effective compression ratio decreases.
また、例えばエンジンの高回転域(領域Sの右側部分)、もしくは低負荷域(領域Sの下側部分)では、圧縮端温度Txを高くする必要があるが、このような場合には、高温の既燃ガスを筒内に残留させる内部EGRを行う。これにより、圧縮行程の初期温度(圧縮初期温度)を高めるとともに、圧縮端温度Txを高め、高回転・低負荷域での圧縮自己着火燃焼に適合した条件をつくり出すことができる。なお、内部EGRを行うには、例えば、排気行程から吸気行程にかけて吸排気弁をともに閉じるネガティブオーバーラップ期間を設けるようにすればよい。 Further, for example, in the high engine speed range (the right side portion of the region S) or the low load region (the lower side portion of the region S), it is necessary to increase the compression end temperature Tx. Internal EGR is performed to leave the burned gas in the cylinder. As a result, it is possible to increase the initial temperature (compression initial temperature) of the compression stroke, increase the compression end temperature Tx, and create conditions suitable for compression self-ignition combustion in a high rotation / low load range. In order to perform internal EGR, for example, a negative overlap period in which both the intake and exhaust valves are closed from the exhaust stroke to the intake stroke may be provided.
<本発明の実施例>
(2−1)全体構成
図6は、以上のような基礎理論を基に考案された本発明の一実施例にかかるエンジンの全体構成を示す図である。本図に示されるエンジンは、紙面に直交する方向に配置された複数の気筒2(図中ではそのうちの1つのみを示す)を有したシリンダブロック3と、シリンダブロック3上に配置されたシリンダヘッド4とを備えた多気筒ガソリンエンジンからなるエンジン本体1を有している。なお、エンジン本体1に供給される燃料は、ガソリンを主成分とするものであればよく、その中身は、全てガソリンであってもよいし、ガソリンにエタノール(エチルアルコール)等を含有させたものでもよい。
<Example of the present invention>
(2-1) Overall Configuration FIG. 6 is a diagram showing an overall configuration of an engine according to an embodiment of the present invention devised based on the basic theory as described above. The engine shown in the figure includes a
上記エンジン本体1の各気筒2には、ピストン5が往復摺動可能に挿入されている。ピストン5はコネクティングロッド8を介してクランク軸7と連結されており、上記ピストン5の往復運動に応じて上記クランク軸7が中心軸回りに回転するようになっている。
A
上記ピストン5の上方には燃焼室6が形成され、燃焼室6に吸気ポート9および排気ポート10が開口し、各ポート9,10を開閉する吸気弁11および排気弁12が、上記シリンダヘッド4にそれぞれ設けられている。吸気弁11および排気弁12は、それぞれ、シリンダヘッド4に配設された一対のカムシャフト(図示省略)等を含む動弁機構13によりクランク軸7の回転に連動して開閉駆動される。
A
上記吸気弁11および排気弁12用の各動弁機構13には、VVL14およびVVT15がそれぞれ組み込まれている。VVL14は、可変バルブリフト機構(Variable Valve Lift Mechanism)の略称であり、吸排気弁11,12のリフト量(開弁量)を可変的に設定するものである。VVT15は、可変バルブタイミング機構(Variable Valve Timing Mechanism)の略称であり、吸排気弁11,12の開閉タイミング(位相角度)を可変的に設定するものである。なお、上記VVL14およびVVT15は、既に様々な形式のものが実用化されて公知であるため、ここではその詳細な説明は省略するが、例えば特開2007−85241に開示されているものを採用することが可能である。
Each
上記エンジン本体1のシリンダヘッド4には、各気筒2の燃焼室6を上方から臨むように点火プラグ16が設けられている。点火プラグ16は、シリンダヘッド4の上部に設けられた点火回路17と電気的に接続されており、この点火回路17による給電に応じて上記点火プラグ16から点火用の火花が放電されるようになっている。なお、後述するように、当実施例のエンジンでは、全ての運転領域で圧縮自己着火による燃焼が行われ、基本的には火花点火による燃焼が行われることはないが、例えばエンジンの始動時や極冷間時においては、圧縮自己着火による燃焼では失火が懸念され、火花点火による燃焼が必要になるため、上記点火プラグ16は、少なくともこのようなケースで使用される。
The
上記シリンダヘッド4には、燃焼室6を吸気側の側方から臨むようにインジェクタ18が設けられている。そして、エンジンの吸気行程等において上記インジェクタ18から燃焼室6に対し直接燃料(ガソリンを主成分とする燃料)が噴射され、噴射された燃料が空気と混合することで、燃焼室6に所望の空燃比の混合気が生成されるようになっている。
The
以上のように構成されたエンジン本体1においては、ピストン5が上死点にあるときの燃焼室6の容積とピストン5の行程容積とに基づき定まる幾何学的圧縮比が、18に設定されている。
In the engine
上記エンジン本体1の吸気ポート9および排気ポート10には、吸気通路20および排気通路21がそれぞれ接続されている。すなわち、燃焼用の空気(新気)が上記吸気通路20を通じて燃焼室6に供給されるとともに、燃焼室6で生成された既燃ガス(排気ガス)が上記排気通路21を通じて外部に排出されるようになっている。
An
上記吸気通路20には、スロットル弁22が設けられている。なお、上述したように、当実施例のエンジンでは、VVL14およびVVT15の作動により吸排気弁11,12のリフト量および開閉タイミングが可変的に設定されるため、上記スロットル弁22を開閉させなくても、燃焼室6への吸気充填量を調整してエンジン出力を制御することが可能である。このことから、上記スロットル弁22は、例えばエンジンの緊急停止時に吸気通路20を遮断するために作動し、基本的にはエンジンの運転状態にかかわらず全開に維持される。このように、スロットル弁22を常時全開とすることで、ポンピングロスの低減を図ることができる。
A
上記吸気通路20を通過する新気は、過給機25により加圧されてから燃焼室6に供給される。
The fresh air passing through the
上記過給機25は、吸気通路20に設けられたコンプレッサ26と、排気通路21に設けられたタービン27と、これらコンプレッサ26およびタービン27どうしを連結する連結軸28と、この連結軸28を回転駆動する電動モータ29とを有している。そして、上記タービン27が排気ガスのエネルギーを受けて回転すると、これと連動してコンプレッサ26が高速回転することにより、上記吸気通路20を通過する新気が加圧されて燃焼室6へと圧送されるとともに、必要に応じて上記電動モータ29が駆動されてコンプレッサ26の回転がアシストされるようになっている。
The
なお、上記コンプレッサ26は比較的大型で加圧能力に優れたインペラからなり、このような大型のコンプレッサ26により吸気を加圧する上記過給機25は、特に排気ガスのエネルギーが大きい高負荷域で高い過給性能を発揮する。また、必要に応じて上記電動モータ29による回転アシストが行われることにより、優れた応答性で吸気が加圧されるようになっている。
The
上記吸気通路20におけるコンプレッサ26よりも下流側には、水冷式のインタークーラ30が設けられており、過給により昇温した新気が上記インタークーラ30により冷却されるようになっている。
A water-cooled
上記排気通路21には、タービン27をバイパスするためのバイパス通路33と、バイパス通路33を開閉する電動式のウェイストゲートバルブ34が設けられている。そして、ウェイストゲートバルブ34が作動してバイパス通路33が開閉されることにより、排気ガスがタービン27に流入してタービン27が回転駆動される状態と、排気ガスがタービン27をバイパスしてタービン27の回転が停止される状態とに切り替えられるようになっている。
The
上記排気通路21には、排気ガス浄化用の触媒コンバータ32が設けられている。触媒コンバータ32には三元触媒が内蔵されており、排気通路21を通過する排気ガス中の有害成分が上記三元触媒の作用により浄化されるようになっている。
The
(2−2)制御系
以上のように構成されたエンジンには、その動作を統括的に制御する制御手段として、従来周知のCPUやメモリー等からなるECU(Engine Control Unit)40が設けられている。
(2-2) Control System The engine configured as described above is provided with a conventionally known ECU (Engine Control Unit) 40 including a CPU, a memory and the like as a control means for comprehensively controlling its operation. Yes.
上記ECU40は、エンジンの各部に設けられたセンサ類と電気的に接続されている。具体的に、上記ECU40には、クランク軸7の回転速度を検出するエンジン回転速度センサ51と、吸気通路20を通過する新気の量を検出するエアフローセンサ52と、運転者により踏み込み操作される図外のアクセルペダルの操作量(アクセル開度)を検出するアクセル開度センサ53とが電気的に接続されており、これら各センサ51〜53による検出値が電気信号として上記ECU40にそれぞれ入力されるようになっている。
The
また、上記ECU40は、上記VVL14、VVT15、点火回路17、インジェクタ18、スロットル弁22、電動モータ29、およびウェイストゲートバルブ34とも電気的に接続されており、これらの装置にそれぞれ駆動用の制御信号を出力するように構成されている。
The
上記ECU40が有するより具体的な機能について説明すると、上記ECU40は、その主な機能的要素として、バルブ制御手段41、過給制御手段42、およびインジェクタ制御手段43を有している。
A more specific function of the
上記バルブ制御手段41は、上記VVL14およびVVT15を駆動して吸排気弁11,12のリフト特性(開閉タイミングおよびリフト量)を可変的に設定するものである。
より具体的に、バルブ制御手段41は、上記のように吸排気弁11,12のリフト特性を変更することにより、燃焼室6に残留する既燃ガスの量(内部EGR量)を制御する機能、および、エンジンの有効圧縮比を制御する機能を有している。
The valve control means 41 drives the
More specifically, the valve control means 41 functions to control the amount of burned gas remaining in the combustion chamber 6 (internal EGR amount) by changing the lift characteristics of the intake and
上記バルブ制御手段41が内部EGR量を制御する際には、例えば図7に示すような態様で吸排気弁11,12のリフト特性を変化させる。図7において、Lexは排気弁12のリフト特性を、Linは吸気弁11のリフト特性をそれぞれ示しており、横軸のNVOの範囲は、排気行程から吸気行程にかけて上記吸排気弁11,12がともに閉じられるネガティブオーバーラップ期間を示している。上記バルブ制御手段41は、VVL14およびVVT15を駆動して吸排気弁11,12のリフト特性を変化させ、上記ネガティブオーバーラップ期間NVOを増減させることにより、燃焼室6に残留する既燃ガスの量(内部EGR量)を調節する。
When the valve control means 41 controls the internal EGR amount, the lift characteristics of the intake and
また、上記バルブ制御手段41がエンジンの有効圧縮比を制御する際には、例えば図8に示すような態様で吸気弁11のリフト特性を変化させる。すなわち、吸気弁11は、通常、図8の実線波形に示すように、吸気下死点の遅角側の近傍(吸気下死点をわずかに過ぎたタイミング)で閉じられるようになっており、この状態においては、有効圧縮比が幾何学的圧縮比(当実施例では18)と一致するが、図8の破線波形に示すように、吸気弁11の閉時期が吸気下死点よりも大幅に遅く設定された場合には、圧縮行程の実質的な開始時期が遅らされ、エンジンの実質的な圧縮比(有効圧縮比)が低下する。上記バルブ制御手段41は、上記吸気弁11の閉時期を遅らさせる量(リタード量)を増減させることにより、エンジンの有効圧縮比を可変的に設定する。 Further, when the valve control means 41 controls the effective compression ratio of the engine, for example, the lift characteristic of the intake valve 11 is changed in a manner as shown in FIG. That is, the intake valve 11 is normally closed near the retarded side of the intake bottom dead center (timing slightly past the intake bottom dead center), as shown by the solid line waveform in FIG. In this state, the effective compression ratio matches the geometric compression ratio (18 in this embodiment), but the closing timing of the intake valve 11 is much greater than the intake bottom dead center, as shown by the broken line waveform in FIG. When set later, the substantial start timing of the compression stroke is delayed, and the substantial compression ratio (effective compression ratio) of the engine is lowered. The valve control means 41 variably sets the effective compression ratio of the engine by increasing or decreasing an amount (retard amount) that delays the closing timing of the intake valve 11.
なお、図8では、吸気弁11用のVVT15を作動させて吸気弁11の動作タイミング(開弁および閉弁タイミング)を図8の破線に示すように遅角側にずらした場合を例示している。このように、VVT15のみを作動させた場合には、吸気弁11の閉時期だけでなく開時期も変更されるため、図7に示したネガティブオーバーラップ期間NVOも同時に変更されることになるが、ネガティブオーバーラップ期間NVOを変更せずに有効圧縮比のみを変更するには、吸気弁11の開時期が一定で閉時期のみが可変となるように、VVL14およびVVT15の両方を作動させて吸気弁11のリフト量および開閉タイミングを変更すればよい。
8 illustrates the case where the
上記過給制御手段42は、上記過給機25用の電動モータ29を必要に応じて駆動するとともに、上記ウェイストゲートバルブ34を開閉駆動することにより、運転状態に応じた適正な過給圧が得られるように過給機25を制御するものである。
The supercharging control means 42 drives the
上記インジェクタ制御手段43は、上記インジェクタ18から燃焼室6に噴射される燃料の噴射時期や噴射量(噴射時間)を制御するものである。より具体的に、上記インジェクタ制御手段43は、上記エアフローセンサ52から入力される吸入空気量(新気量)等の情報に基づいて、所定の空燃比を得るための燃料の目標噴射量を演算し、その目標噴射量に応じた時間だけ上記インジェクタ18を開弁させることにより、筒内の空燃比を制御する機能を有している。当実施例において、上記インジェクタ制御手段43は、理論空燃比に対する空気過剰率λが、全ての運転領域においてλ=2.4に維持されるように、インジェクタ18からの燃料の噴射量を制御する。また、燃料の噴射時期については、燃料と空気のミキシング時間を十分に確保するために、吸気行程中に燃料が噴射される。
The injector control means 43 controls the injection timing and injection amount (injection time) of fuel injected from the
(2−3)制御の具体例
次に、以上のように構成されたECU40により、エンジンが負荷および回転速度に応じてどのように制御されるかを具体的に説明する。以下の説明では、エンジンの回転速度が1000rpmで、負荷が1/3負荷(IMEP=500kPa)であるときの運転状態(図5の点R0)を代表点としたときに、この代表点R0から負荷または回転速度が変化した場合の制御の具体例について説明する。
(2-3) Specific Example of Control Next, how the engine is controlled according to the load and the rotational speed by the
図9は、エンジンの回転速度を横軸とし、負荷(IMEP)を縦軸とした場合の運転領域のマップである。本図における矢印A1,A2は、エンジンの運転状態が代表点R0から負荷方向に変化する状況を示しており、図10は、このような場合にエンジンの有効圧縮比ε’、圧縮行程の初期温度(圧縮初期温度)T0、圧縮行程の初期圧力(圧縮初期圧力)P0がそれぞれどのように変化するかを示している。また、図9における矢印A3は、エンジンの運転点が代表点R0から回転方向に変化する状況を示しており、図11は、このような場合にエンジンの有効圧縮比ε’、圧縮初期温度T0、圧縮初期圧力P0がそれぞれどのように変化するかを示している。なお、ここでいう圧縮初期温度T0および圧縮初期圧力P0とは、吸気弁11が閉弁されたときの筒内温度および筒内圧力をいうものとする。 FIG. 9 is a map of the operation region when the rotational speed of the engine is on the horizontal axis and the load (IMEP) is on the vertical axis. Arrows A1 and A2 in this figure indicate a situation where the engine operating state changes from the representative point R0 to the load direction, and FIG. 10 shows the effective compression ratio ε ′ of the engine and the initial stage of the compression stroke in such a case. It shows how the temperature (initial compression temperature) T0 and the initial pressure (compression initial pressure) P0 in the compression stroke change. Further, an arrow A3 in FIG. 9 shows a situation where the operating point of the engine changes in the rotational direction from the representative point R0. FIG. 11 shows an effective compression ratio ε ′ of the engine and an initial compression temperature T0 in such a case. 1 shows how the compression initial pressure P0 changes. Note that the compression initial temperature T0 and the compression initial pressure P0 here refer to the in-cylinder temperature and the in-cylinder pressure when the intake valve 11 is closed.
まず、代表点R0での制御について説明する。図10および図11に示すように、エンジンの運転状態が代表点R0(回転速度=1000rpm、IMEP=500kPa)にあるとき、当実施例のエンジンでは、有効圧縮比ε’が幾何学的圧縮比(=18)よりも小さい15に設定されるとともに、圧縮初期圧力P0が自然吸気のときの圧力(つまり大気圧;0.1MPa)よりも所定量大きい値に設定される。一方、圧縮初期温度T0については、常温(75℃)に維持される。 First, the control at the representative point R0 will be described. As shown in FIGS. 10 and 11, when the engine operating state is at the representative point R0 (rotation speed = 1000 rpm, IMEP = 500 kPa), in the engine of this embodiment, the effective compression ratio ε ′ is the geometric compression ratio. It is set to 15 smaller than (= 18), and the compression initial pressure P0 is set to a value larger by a predetermined amount than the pressure at the time of natural intake (that is, atmospheric pressure; 0.1 MPa). On the other hand, the compression initial temperature T0 is maintained at room temperature (75 ° C.).
具体的には、上記バルブ制御手段41により少なくとも吸気弁11の閉時期がリタードされることで、有効圧縮比ε’が18から15まで下げられるとともに、上記過給制御手段42により過給機25が駆動されることで、圧縮初期圧力P0が自然吸気圧力よりも所定量高く設定される。なお、圧縮初期温度T0は常温に維持されるため、内部EGR(ネガティブオーバーラップ期間を形成して高温の既燃ガスを燃焼室6に残留させる制御)は実行されない。このように、代表点R0において、有効圧縮比ε’を低下させかつ圧縮初期圧力P0を高める(つまり新気を過給する)制御を行うのは、上述した図5のグラフにおいて、代表点R0の位置が、大気圧の新気を圧縮比16〜18で圧縮したときの温度・圧力の範囲である領域Wよりも若干低温側でかつ高圧側にあるからである。
Specifically, at least the closing timing of the intake valve 11 is retarded by the valve control means 41, so that the effective compression ratio ε ′ is lowered from 18 to 15, and the
すなわち、回転速度=1000rpm、IMEP=500kPaという代表点R0で、混合気をMBT(最適な着火タイミング)で自着火させて適正な圧縮自己着火燃焼を行わせるには、圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を図5の代表点R0の位置に一致させる必要があるが、この代表点R0に対応する条件は、上記領域Wのときのように大気圧の新気を圧縮比16〜18で圧縮したのでは得ることができず、圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を若干低温・高圧側に移行させる必要がある。そこで、図10および図11に示したように、代表点R0において、有効圧縮比ε’を15まで低下させ、かつ過給により圧縮初期圧力P0(新気量)を高めることにより、上記領域Wに比べて圧縮端温度Txを低下させ、かつ圧縮端圧力Pxを高める。これにより、回転速度=1000rpm、IMEP=500kPaという代表点R0で、適正な圧縮自己着火燃焼を行わせることが可能な温度・圧力の条件をつくり出すことができる。 That is, at the representative point R0 of rotational speed = 1000 rpm and IMEP = 500 kPa, in order to cause the air-fuel mixture to self-ignite at MBT (optimum ignition timing) and to perform proper compression self-ignition combustion, the compression end temperature Tx and the compression end temperature The condition of the pressure Px needs to coincide with the position of the representative point R0 in FIG. 5. The condition corresponding to the representative point R0 is that the fresh air at the atmospheric pressure is compressed in a compression ratio of 16 to 18 as in the region W. The compression end temperature Tx and the compression end pressure Px need to be slightly shifted to the low temperature / high pressure side. Therefore, as shown in FIGS. 10 and 11, at the representative point R0, the effective compression ratio ε ′ is reduced to 15 and the compression initial pressure P0 (fresh air amount) is increased by supercharging to thereby increase the region W. The compression end temperature Tx is lowered and the compression end pressure Px is increased. As a result, it is possible to create a temperature and pressure condition that allows proper compression self-ignition combustion to be performed at a representative point R0 of rotational speed = 1000 rpm and IMEP = 500 kPa.
次に、エンジンの運転状態が代表点R0から負荷方向に変化した場合(図9の矢印A1,A2参照)の制御について説明する。まず、矢印A1のように、代表点R0から高負荷側に移行した場合には、図10の範囲SA1に示すように、負荷の増大に応じて、有効圧縮比ε’を徐々に低下させるとともに、圧縮初期圧力P0を徐々に高める制御が実行される。一方、圧縮初期温度T0については、負荷にかかわらず常温に維持される。 Next, the control when the engine operating state changes from the representative point R0 in the load direction (see arrows A1 and A2 in FIG. 9) will be described. First, as shown by the arrow A1, when the transition is made from the representative point R0 to the high load side, as shown in the range SA1 in FIG. 10, the effective compression ratio ε ′ is gradually decreased as the load increases. Then, control for gradually increasing the compression initial pressure P0 is executed. On the other hand, the compression initial temperature T0 is maintained at room temperature regardless of the load.
すなわち、代表点R0から高負荷側に移行した場合には、吸気弁11の閉時期が代表点R0のときよりもさらにリタードされることにより、有効圧縮比ε’が15未満の範囲で徐々に下げられ、例えば全負荷(IMEP=1300kPa)に相当する運転点R1で、ε’=10.5まで下げられる。また、有効圧縮比ε’の低下に合わせて、過給機25による過給圧が徐々に高められることにより、圧縮初期圧力P0が代表点R0のときよりもさらに高められる。なお、内部EGRは実行されず、圧縮初期温度T0は常温に維持される。
That is, when shifting from the representative point R0 to the high load side, the closing timing of the intake valve 11 is further retarded than when the representative point R0 is reached, so that the effective compression ratio ε ′ is gradually reduced in the range of less than 15. For example, at the operating point R1 corresponding to the full load (IMEP = 1300 kPa), it is lowered to ε ′ = 10.5. Further, as the effective compression ratio ε ′ decreases, the supercharging pressure by the
上記のように、代表点R0よりも高負荷側において、負荷の増大とともに有効圧縮比ε’を徐々に低下させ、かつ過給により圧縮初期圧力P0を高める(つまり新気量を増大させる)ことは、上述した図5のグラフ上で、ラインL1に沿って上向きに温度・圧力の条件を変化させることに相当する(矢印A1a参照)。そして、このように温度・圧力を制御することで、高負荷域での圧縮自己着火燃焼を適正に行わせることができる。 As described above, on the higher load side than the representative point R0, the effective compression ratio ε ′ is gradually decreased as the load increases, and the compression initial pressure P0 is increased by supercharging (that is, the fresh air amount is increased). Corresponds to changing the temperature and pressure conditions upward along the line L1 on the graph of FIG. 5 described above (see arrow A1a). And by controlling temperature and pressure in this way, compression self-ignition combustion in a high load region can be performed appropriately.
すなわち、代表点R0よりも高負荷側で適正な圧縮自己着火燃焼(混合気がMBTで自着火する燃焼)を行わせようとすれば、ラインL1に沿った上向きの矢印A1aに示すように、圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を、負荷の増大とともに低温・高圧側に移行させる必要がある。そこで、図10では、代表点R0よりも負荷が増大したときに、有効圧縮比ε’を低下させ、かつ過給により圧縮初期圧力P0(新気量)を高めるようにしている。これにより、代表点R0を基準として、図5の矢印A1aに示すように、圧縮端温度Txを低下させるとともに、圧縮端圧力Pxを高めることができ、適正な圧縮自己着火燃焼を高負荷側まで継続させることができる。 That is, if appropriate compression self-ignition combustion (combustion in which the air-fuel mixture self-ignites with MBT) is performed on the higher load side than the representative point R0, as shown by the upward arrow A1a along the line L1, It is necessary to shift the conditions of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px to the low temperature / high pressure side as the load increases. Therefore, in FIG. 10, when the load increases from the representative point R0, the effective compression ratio ε 'is decreased, and the compression initial pressure P0 (fresh air amount) is increased by supercharging. As a result, the compression end temperature Tx can be lowered and the compression end pressure Px can be increased with reference to the representative point R0 as indicated by an arrow A1a in FIG. Can continue.
次に、図9の矢印A2のように、エンジンの運転状態が代表点R0から低負荷側に移行した場合について説明する。この場合には、図10の範囲SA2に示すように、負荷の低下に応じて、有効圧縮比ε’および圧縮初期温度T0を徐々に高めるとともに、圧縮初期圧力P0を徐々に低下させる制御が実行される。 Next, a case where the operating state of the engine has shifted from the representative point R0 to the low load side as indicated by an arrow A2 in FIG. 9 will be described. In this case, as shown in the range SA2 in FIG. 10, the effective compression ratio ε ′ and the compression initial temperature T0 are gradually increased and the compression initial pressure P0 is gradually decreased as the load decreases. Is done.
すなわち、代表点R0から低負荷側に移行した場合には、吸気弁11の閉時期のリタード量が代表点R0のときよりも少なく設定されることにより、有効圧縮比ε’が15以上の範囲で徐々に高められ、例えば無負荷(IMEP=200kPa)に相当する運転点R2で、有効圧縮比ε’が幾何学的圧縮比と同じ18まで高められる。また、有効圧縮比ε’の低下に合わせて内部EGRが実行され、筒内に残留する既燃ガスの量が徐々に増大されることにより、圧縮初期温度T0が常温以上の範囲で徐々に高められる。さらに、過給機25による過給については、代表点R0よりも低負荷側に若干移行した時点で停止されるが、上記のように内部EGRが実行されることで、筒内における新気の分圧が低下するため、圧縮初期圧力P0は、負荷の低下とともに大気圧未満まで低下する。
That is, when shifting from the representative point R0 to the low load side, the retard amount at the closing timing of the intake valve 11 is set smaller than that at the representative point R0, so that the effective compression ratio ε ′ is in the range of 15 or more. The effective compression ratio ε ′ is increased to 18, which is the same as the geometric compression ratio, at the operating point R2 corresponding to no load (IMEP = 200 kPa), for example. Further, the internal EGR is executed in accordance with the decrease in the effective compression ratio ε ′, and the amount of burnt gas remaining in the cylinder is gradually increased, so that the compression initial temperature T0 is gradually increased in the range of normal temperature or higher. It is done. Further, the supercharging by the
上記のように、代表点R0よりも高負荷側において、負荷の増大とともに有効圧縮比ε’を徐々に高め、かつ内部EGRにより圧縮初期圧力P0を低下させる(つまり新気量を減少させる)ことは、上述した図5のグラフ上で、ラインL1に沿って下向きに温度・圧力の条件を変化させることに相当する(矢印A2a参照)。そして、このように温度・圧力を制御することで、低負荷域での圧縮自己着火燃焼を適正に行わせることができる。 As described above, on the higher load side than the representative point R0, the effective compression ratio ε ′ is gradually increased as the load increases, and the compression initial pressure P0 is reduced (that is, the fresh air amount is reduced) by the internal EGR. Corresponds to changing the temperature / pressure condition downward along the line L1 on the graph of FIG. 5 described above (see arrow A2a). And by controlling temperature and pressure in this way, compression self-ignition combustion in a low load region can be performed appropriately.
すなわち、代表点R0よりも低負荷側で適正な圧縮自己着火燃焼(混合気がMBTで自着火する燃焼)を行わせようとすれば、ラインL1に沿った下向きの矢印A2aに示すように、圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を、負荷の低下とともに高温・低圧側に移行させる必要がある。そこで、図10では、代表点R0よりも負荷が低下したときに、有効圧縮比ε’を高め、かつ内部EGRにより圧縮初期圧力P0(新気量)を低下させるようにしている。これにより、代表点R0を基準として、図5の矢印A2aに示すように、圧縮端温度Txを高めるとともに、圧縮端圧力Pxを低下させることができ、適正な圧縮自己着火燃焼を低負荷側まで継続させることができる。 That is, if appropriate compression self-ignition combustion (combustion in which the air-fuel mixture self-ignites with MBT) is performed on the lower load side than the representative point R0, as shown by the downward arrow A2a along the line L1, It is necessary to shift the conditions of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px to the high temperature / low pressure side as the load decreases. Therefore, in FIG. 10, when the load is lower than the representative point R0, the effective compression ratio ε 'is increased, and the compression initial pressure P0 (fresh air amount) is decreased by the internal EGR. As a result, the compression end temperature Tx can be increased and the compression end pressure Px can be decreased with reference to the representative point R0 as shown by an arrow A2a in FIG. Can continue.
次に、図9の矢印A3のように、エンジンの運転状態が代表点R0から高回転側に移行した場合について説明する。この場合には、図11に示すように、回転速度の上昇とともに圧縮初期温度T0を高める制御が実行される。すなわち、内部EGRが実行され、筒内に残留する既燃ガスの量が徐々に増大されることにより、圧縮初期温度T0が常温以上の範囲で徐々に高められる。 Next, a case where the operating state of the engine has shifted from the representative point R0 to the high rotation side as indicated by an arrow A3 in FIG. 9 will be described. In this case, as shown in FIG. 11, the control for increasing the compression initial temperature T0 as the rotational speed increases is executed. That is, the internal EGR is executed, and the amount of burned gas remaining in the cylinder is gradually increased, whereby the compression initial temperature T0 is gradually increased in the range of normal temperature or higher.
また、有効圧縮比ε’および圧縮初期圧力P0については、回転速度が1000〜2000rpmの範囲において、有効圧縮比ε’が18よりも低く(15〜18)に設定されるとともに、過給により圧縮初期圧力P0が大気圧よりも高く設定される。一方、上記速度範囲よりも高回転側の2000〜6000rpmでは、有効圧縮比ε’が幾何学的圧縮比と同じ18に維持されるとともに、軽めの過給が行われて圧縮初期圧力P0が大気圧よりも若干高く設定される。 For the effective compression ratio ε ′ and the initial compression pressure P0, the effective compression ratio ε ′ is set lower than 18 (15-18) and is compressed by supercharging in the range of the rotational speed of 1000 to 2000 rpm. The initial pressure P0 is set higher than the atmospheric pressure. On the other hand, at 2000 to 6000 rpm, which is higher than the speed range, the effective compression ratio ε ′ is maintained at 18 which is the same as the geometric compression ratio, and a light supercharging is performed to reduce the compression initial pressure P0. It is set slightly higher than atmospheric pressure.
上記のように、代表点R0よりも高回転側において、内部EGRにより圧縮初期温度T0を高めることは、上述した図5のグラフ上で、ラインM2に沿って右向きに温度・圧力の条件を変化させることに相当する(矢印A3a参照)。そして、このように温度・圧力を制御することで、高回転域での圧縮自己着火燃焼を適正に行わせることができる。 As described above, increasing the compression initial temperature T0 by internal EGR on the higher rotation side than the representative point R0 changes the temperature and pressure conditions to the right along the line M2 on the graph of FIG. (Refer to arrow A3a). And by controlling temperature and pressure in this way, compression self-ignition combustion in a high rotation range can be appropriately performed.
すなわち、代表点R0よりも高回転側で適正な圧縮自己着火燃焼(混合気がMBTで自着火する燃焼)を行わせようとすれば、ラインM2に沿った右向きの矢印A3aに示すように、回転速度の上昇に応じて主に圧縮端温度Txを高める必要がある。そこで、図11では、代表点R0よりも回転速度が上昇したときに、内部EGRにより圧縮初期温度T0を高めるようにしている。これにより、代表点R0を基準として、図5の矢印A3aに示すように圧縮端温度Txを高めることができ、適正な圧縮自己着火燃焼を高負荷側まで継続させることができる。 That is, if appropriate compression self-ignition combustion (combustion in which the air-fuel mixture self-ignites with MBT) is performed on the higher rotation side than the representative point R0, as shown by a right-pointing arrow A3a along the line M2, It is necessary to mainly increase the compression end temperature Tx in accordance with the increase in the rotational speed. Therefore, in FIG. 11, when the rotational speed is higher than the representative point R0, the compression initial temperature T0 is increased by the internal EGR. Thereby, the compression end temperature Tx can be increased with reference to the representative point R0 as shown by the arrow A3a in FIG. 5, and proper compression self-ignition combustion can be continued to the high load side.
ただし、特に2000rpmよりも高回転側では、圧縮比ε’が18に固定される一方、圧縮初期温度T0を高めるために内部EGR量が増大されるため、内部EGRによる温度上昇に伴い新気の密度が低下し、エンジン出力の低下を招くおそれがある。そこで、図11の例では、2000rpmよりも高回転側において、軽めの過給を行って圧縮初期圧力P0を増大させることにより、新気の密度が低下するのを回避して、エンジン出力を適正に確保するようにしている。 However, especially on the higher rotation side than 2000 rpm, the compression ratio ε ′ is fixed to 18, while the amount of internal EGR is increased in order to increase the compression initial temperature T0. There is a risk that the density will decrease and the engine output will decrease. Therefore, in the example of FIG. 11, by increasing the compression initial pressure P0 by performing a light supercharging on the higher rotation side than 2000 rpm, the decrease in the fresh air density is avoided, and the engine output is increased. We try to ensure it properly.
なお、以上の例では、代表点R0を基準に、回転速度が一定で負荷のみが変化した場合(図9の矢印A1,A2)、および、負荷が一定で回転速度のみが変化した場合(図9の矢印A3)の制御を、それぞれ図10および図11に基づき説明したが、これらのケース以外の運転領域に移行した場合でも、その運転領域に適合した圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を図5のグラフから求め、その条件が得られるように有効圧縮比ε’、圧縮初期温度T0、圧縮初期圧力P0を制御すれば、全ての運転領域で適正な圧縮自己着火燃焼を行わせることが可能である。 In the above example, when the rotational speed is constant and only the load is changed with reference to the representative point R0 (arrows A1 and A2 in FIG. 9), and when the load is constant and only the rotational speed is changed (FIG. The control of the arrow A3) in FIG. 9 has been described based on FIG. 10 and FIG. 11, respectively. However, even when the operation region has shifted to other than these cases, the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px suitable for the operation region When the conditions are obtained from the graph of FIG. 5 and the effective compression ratio ε ′, the compression initial temperature T0, and the compression initial pressure P0 are controlled so as to obtain the conditions, appropriate compression self-ignition combustion is performed in all operating regions. It is possible.
具体的に、図10では、回転速度が1000rpmで一定で、負荷のみが変化した場合の制御を例示したが、1000rpm以外の回転速度のときでも、負荷に応じた制御の傾向は同じである。例えば、回転速度が2000、3000、4000、5000、6000rpm等の値で一定とした場合でも、図10と同様に、所定の負荷よりも高負荷側で、有効圧縮比ε’を低下させつつ過給により新気量を増大させる(つまり圧縮初期圧力P0を高める)制御を行い、所定の負荷よりも低負荷側で、有効圧縮比ε’を高めつつ内部EGRにより新気量を低減させる(つまり圧縮初期圧力P0を低下させる)制御を行うようにすればよい。 Specifically, FIG. 10 illustrates the control when the rotation speed is constant at 1000 rpm and only the load changes, but the control tendency according to the load is the same even at a rotation speed other than 1000 rpm. For example, even when the rotational speed is constant at a value such as 2000, 3000, 4000, 5000, 6000 rpm, and the like, as in FIG. Control is performed to increase the amount of fresh air by supplying (that is, increasing the compression initial pressure P0), and the amount of fresh air is reduced by internal EGR while increasing the effective compression ratio ε ′ on the lower load side than the predetermined load (that is, The control may be performed to reduce the compression initial pressure P0.
また、図11では、負荷がIMEP=500kPa一定で、回転速度のみが変化した場合の制御を例示したが、IMEP=500kPa以外の負荷でも、回転速度に応じた制御の傾向は同じである。IMEP=500kPa以外のときでも、図11と同様に、回転速度の上昇とともに、内部EGRによって圧縮初期温度T0を高めるとともに、必要に応じて過給を行えばよい。 FIG. 11 illustrates the control when the load is constant IMEP = 500 kPa and only the rotation speed is changed, but the control tendency according to the rotation speed is the same even with a load other than IMEP = 500 kPa. Even at a time other than IMEP = 500 kPa, the compression initial temperature T0 may be increased by internal EGR as the rotational speed increases, and supercharging may be performed as necessary, as in FIG.
ただし、上記において、圧縮比ε’や圧縮初期温度T0等の具体的な制御目標値は、図10や図11の場合と比べてそれぞれ異ならせる必要がある。例えば、エンジンの高回転・低負荷域を示す図9の領域Uは、図5に照らし合わせると、領域Sの右下部分に相当するが、このような運転領域では、最も圧縮端温度Txを高くする必要があるため、有効圧縮比ε’を最大の18に設定するとともに、内部EGR量を最も多く設定して圧縮初期温度T0をさらに上昇させる。すなわち、回転速度=1000rpmで無負荷(IMEP=200kPa)のときの運転点R2や、回転速度=6000rpmで1/3負荷(IMEP=500kPa)のときの運転点R3では、図10および図11に示したように、内部EGRにより圧縮初期温度T0を上昇させるとともに、これに応じて圧縮端温度Txを上昇させるようにしたが、エンジンの高回転・低負荷域(図9の領域U)では、さらに圧縮端温度Txを上昇させるために、上記運転点R2やR3のときよりもさらに多量の内部EGRを実行する。これにより、高回転・低負荷域でも適正な圧縮自己着火燃焼を行わせることができる。 However, in the above, specific control target values such as the compression ratio ε ′ and the compression initial temperature T0 need to be different from those in the case of FIG. 10 and FIG. For example, the region U of FIG. 9 showing the high rotation / low load region of the engine corresponds to the lower right portion of the region S in light of FIG. 5, but in such an operation region, the compression end temperature Tx is the highest. Since it is necessary to increase the effective compression ratio ε ′, the maximum compression initial temperature T0 is further increased by setting the maximum internal EGR amount to 18 while setting the maximum effective compression ratio ε ′. That is, the operating point R2 when the rotational speed is 1000 rpm and no load (IMEP = 200 kPa) and the operating point R3 when the rotational speed is 6000 rpm and 1/3 load (IMEP = 500 kPa) are shown in FIGS. As shown, while the compression initial temperature T0 is raised by the internal EGR and the compression end temperature Tx is raised accordingly, in the high rotation / low load region of the engine (region U in FIG. 9), In order to further increase the compression end temperature Tx, a larger amount of internal EGR is executed than at the operating points R2 and R3. Thereby, appropriate compression self-ignition combustion can be performed even in a high rotation / low load range.
また、例えば、エンジンの高回転・高負荷域を示す図9の領域Vは、図5に照らし合わせると、領域Sの右上部分に相当するが、このような運転領域では、例えば低回転かつ高負荷の運転点R1(回転速度=1000rpm、IMEP=1300kPa)のときに比べて、圧縮端温度Txをより高く設定する必要がある。そこで、高回転・高負荷域では、上記運転点R1のときよりも有効圧縮比ε’をより大きく設定すればよい。すなわち、運転点R1では、圧縮端温度Txが低くかつ圧縮端圧力Pxが高いという条件をつくり出すために、有効圧縮比ε’を10.5まで低下させるとともに、過給により圧縮初期圧力P0を高めるようにしたが、高回転・高負荷域(図9の領域V)では、上記運転点R1のときよりも圧縮端温度Txを高くする必要があるため、有効圧縮比ε’を10.5よりも高く設定することで、筒内をより高温化させるようにすればよい。 Further, for example, the region V in FIG. 9 showing the high rotation / high load region of the engine corresponds to the upper right part of the region S in light of FIG. 5, but in such an operation region, for example, the low rotation and high It is necessary to set the compression end temperature Tx higher than that at the load operating point R1 (rotational speed = 1000 rpm, IMEP = 1300 kPa). Therefore, in the high rotation / high load region, the effective compression ratio ε ′ may be set larger than that at the operating point R1. That is, at the operating point R1, in order to create a condition that the compression end temperature Tx is low and the compression end pressure Px is high, the effective compression ratio ε ′ is reduced to 10.5 and the compression initial pressure P0 is increased by supercharging. However, in the high rotation / high load region (region V in FIG. 9), the compression end temperature Tx needs to be higher than that at the operating point R1, so that the effective compression ratio ε ′ is 10.5. Is set to a higher value to increase the temperature in the cylinder.
(2−4)作用効果等
以上説明したように、当実施例のエンジンでは、幾何学的圧縮比を18、理論空燃比に対する空気過剰率λを全ての運転領域でλ=2.4に設定した過給機付エンジンにおいて、その運転状態が負荷方向に変化したときに、例えば図10に示したように、所定の負荷(例えば回転速度が1000rpmのときはIMEP=500kPa)よりも低負荷側では、内部EGRにより新気量を低減させつつ有効圧縮比ε’を高め、上記所定の負荷よりも高負荷側では、過給機25による過給圧を高めることで相対的に新気量を増大させつつ有効圧縮比ε’を低下させるようにした。このような構成によれば、より広範な負荷域でリーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせることができ、エンジンの熱効率をより効果的に向上させることができるという利点がある。
(2-4) Operational Effects As described above, in the engine of this embodiment, the geometric compression ratio is set to 18, and the excess air ratio λ with respect to the theoretical air-fuel ratio is set to λ = 2.4 in all operating regions. When the operating state of the turbocharged engine changes in the load direction, for example, as shown in FIG. 10, the load is lower than a predetermined load (for example, IMEP = 500 kPa when the rotational speed is 1000 rpm). Then, the effective compression ratio ε ′ is increased while reducing the amount of fresh air by the internal EGR, and the fresh air amount is relatively increased by increasing the supercharging pressure by the
すなわち、上記実施例では、エンジン負荷の増大に応じて、過給により新気量を増大させつつ有効圧縮比ε’を低下させることにより、図5において矢印A1aに示したように、圧縮端温度Txを低下させるとともに、圧縮端圧力Pxを上昇させることができるため、過給された多量の新気によりエンジン出力を十分に確保しつつ、燃料分子と酸素分子の衝突速度を低下させて化学反応を抑制することにより、ノッキングや過早着火等の異常燃焼を効果的に防止することができる。 That is, in the above embodiment, the compression end temperature is decreased as shown by the arrow A1a in FIG. 5 by decreasing the effective compression ratio ε ′ while increasing the fresh air amount by supercharging in accordance with the increase in engine load. The Tx can be lowered and the compression end pressure Px can be raised, so that a sufficient amount of supercharged fresh air ensures a sufficient engine output while reducing the collision speed between fuel molecules and oxygen molecules for a chemical reaction. By suppressing this, abnormal combustion such as knocking or premature ignition can be effectively prevented.
一方、エンジン負荷が低下した場合には、内部EGRにより新気量を低減させつつ有効圧縮比ε’を高めることにより、図5において矢印A2aに示したように、圧縮端温度Txを上昇させるとともに、圧縮端圧力Pxを低下させることができるため、新気が少なく燃料分子と酸素分子の衝突頻度が少ない状況でも、分子速度を速めることで化学反応を促進し、混合気を確実に自着火させることができる。 On the other hand, when the engine load decreases, the compression end temperature Tx is increased as shown by the arrow A2a in FIG. 5 by increasing the effective compression ratio ε ′ while reducing the amount of fresh air by the internal EGR. Because the compression end pressure Px can be reduced, even in a situation where there is little fresh air and the collision frequency between fuel molecules and oxygen molecules is low, the chemical reaction is promoted by increasing the molecular velocity, and the air-fuel mixture is surely self-ignited. be able to.
そして、以上のような効果により、上記実施例では、例えば新気を吸入する過程でその温度を強制的に増減させるといった操作を行わなくても、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を負荷方向のより広い範囲にわたって適正に実行することができ、エンジンの熱効率を効果的に向上させることができる。 Due to the effects described above, in the above-described embodiment, for example, compression auto-ignition combustion under a lean air-fuel ratio is loaded without performing an operation of forcibly increasing or decreasing the temperature in the process of inhaling fresh air. It can be carried out properly over a wider range of directions, effectively improving the thermal efficiency of the engine.
特に、上記実施例では、所定の負荷よりも低負荷側で新気量を低減させるために、高温の既燃ガスを燃焼室6に残留させる内部EGRを行うようにしたため、内部EGRによって新気量を低減できるだけでなく、圧縮初期温度T0を高めることができる。このため、低負荷に適した圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件を効率よくつくり出すことができ、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼を低負荷側で適正に実行できるという利点がある。
In particular, in the above-described embodiment, in order to reduce the amount of fresh air at a lower load side than a predetermined load, the internal EGR that causes the high-temperature burned gas to remain in the
また、上記実施例では、エンジンの運転状態が回転方向に変化したときに、例えば図11に示したように、高回転側では低回転側に対して内部EGR量を増大させ、圧縮初期温度T0を上昇させるようにしたため、図5において矢印A3aに示したように、主に圧縮端温度Txを上昇させることができ、燃料分子と酸素分子の衝突速度を速めて化学反応を促進することができる。これにより、筒内の温度・圧力が高い時間(高温高圧時間)が短くなる高回転側でも、混合気を確実に自着火させることができるため、リーン空燃比下での圧縮自己着火燃焼が可能な回転速度の範囲をより高回転側まで拡大することができ、エンジンの熱効率をより効果的に向上させることができる。 Further, in the above embodiment, when the operating state of the engine changes in the rotation direction, as shown in FIG. 11, for example, the internal EGR amount is increased on the high rotation side with respect to the low rotation side, and the compression initial temperature T0 is increased. Therefore, as shown by the arrow A3a in FIG. 5, the compression end temperature Tx can be mainly raised, and the collision speed of the fuel molecule and the oxygen molecule can be increased to promote the chemical reaction. . As a result, the air-fuel mixture can be surely self-ignited even on the high-speed side where the temperature and pressure in the cylinder are high (high temperature and high pressure time), enabling compression self-ignition combustion under a lean air-fuel ratio. The range of the rotational speed can be expanded to a higher speed side, and the thermal efficiency of the engine can be improved more effectively.
特に、上記実施例では、図11のように内部EGRによって圧縮初期温度T0を上昇させるのに応じて、過給により圧縮初期圧力P0を高めるようにしたため、温度上昇に起因した新気の密度低下を過給で補うことにより、回転速度にかかわらずエンジン出力を適正に確保できるという利点がある。 In particular, in the above embodiment, since the compression initial pressure P0 is increased by supercharging in accordance with the increase of the compression initial temperature T0 by the internal EGR as shown in FIG. 11, the density of fresh air decreases due to the temperature increase. By supplementing with supercharging, there is an advantage that the engine output can be appropriately secured regardless of the rotational speed.
以上のように、当実施例のエンジンでは、有効圧縮比ε’、圧縮初期温度T0、および圧縮初期圧力P0の各パラメータを、過給や内部EGR等を駆使しながらそれぞれ適切に制御することで、図5に示したような圧縮端温度Txおよび圧縮端圧力Pxの条件をつくり出し、全ての運転領域で適正な圧縮自己着火燃焼(混合気がMBTで自着火する燃焼)を行わせることが可能である。 As described above, in the engine of this embodiment, each parameter of the effective compression ratio ε ′, the initial compression temperature T0, and the initial compression pressure P0 is appropriately controlled while making full use of supercharging, internal EGR, and the like. The conditions of the compression end temperature Tx and the compression end pressure Px as shown in FIG. 5 can be created, and appropriate compression self-ignition combustion (combustion in which the air-fuel mixture self-ignites with MBT) can be performed in all operation regions. It is.
なお、本願発明者は、実機を用いた確認実験においても、当実施例に基づく条件でエンジンを制御することにより、全ての運転領域で混合気をMBT付近で自着火させることができることを確認している。また、実験では、圧縮自己着火燃焼の燃焼期間についても調べられており、いわゆる10〜90%マスバーンの期間(燃料の質量の10%が燃焼してから90%が燃焼するまでの期間)が、10°CA前後の燃焼期間に収まることが確認されている。このように、10〜90%マスバーンの期間が10°CAに収まる燃焼とは、通常の火花点火による燃焼に比べて燃焼期間が短く、より高い熱効率が得られることが期待される。 The inventor of the present application also confirmed that the air-fuel mixture can be self-ignited in the vicinity of the MBT in all operation regions by controlling the engine under the conditions based on this example even in the confirmation experiment using the actual machine. ing. Further, in the experiment, the combustion period of the compression self-ignition combustion is also examined, and a so-called 10 to 90% mass burn period (a period until 10% of the fuel mass burns until 90% burns) It has been confirmed that it falls within a combustion period of around 10 ° CA. Thus, the combustion in which the 10-90% mass burn period falls within 10 ° CA is expected to have a shorter combustion period and higher thermal efficiency than the combustion by ordinary spark ignition.
(2−5)他の実施例
(a)過給能力に限界がある場合の対策
上記実施例では、負荷がある程度増大すると、例えば図10においてIMEP=500kPa以上の範囲に示されるように、有効圧縮比ε’を徐々に低下させつつ過給機25による過給圧を高めることにより、図5の矢印A1aに示すように、圧縮端温度Txを低下させるとともに、圧縮端圧力Pxを上昇させるようにしたが、このような構成では、特に負荷が全負荷(IMEP=1300kPa)の近傍まで増大したような場合に、有効圧縮比ε’を幾何学的圧縮比に対し大幅に低下させながら(例えば全負荷では18→10.5まで低下)、過給により多量の新気を筒内に導入する必要が生じる。過給機25の性能が十分であれば、このような制御も問題なく行えるが、コスト面等の制約から過給機25の性能を十分に確保できないような場合には、上記のような高負荷域での制御を実現するのは困難になると予想される。
(2-5) Other Embodiments (a) Countermeasures when there is a limit to the supercharging capability In the above embodiment, when the load increases to some extent, for example, as shown in the range of IMEP = 500 kPa or more in FIG. By increasing the supercharging pressure by the
上記の問題に対する対策としては、過給が行われる高負荷側の運転領域のうち、少なくとも全負荷を含む一部の負荷域で、通常は吸気行程中に1回だけ行われる燃焼噴射を、図12に示すように複数回に分割することが考えられる。具体的に、図12の例では、吸気行程中に1回目の噴射(前段噴射)F1を実行した後、圧縮行程の後半に2回目の噴射(後段噴射)F2を実行している。このようにすれば、燃料が高温・高圧に晒される時間(高温高圧時間)が全体として短くなるため、圧縮端温度Txがある程度高くても、早期に化学反応が起きることが回避され、過早着火等の異常燃焼が防止される。 As a countermeasure against the above problem, combustion injection that is normally performed only once during the intake stroke in at least a part of the load region including the full load in the operation region on the high load side where supercharging is performed is illustrated in FIG. As shown in FIG. 12, it is possible to divide into multiple times. Specifically, in the example of FIG. 12, after the first injection (pre-stage injection) F1 is executed during the intake stroke, the second injection (post-stage injection) F2 is executed in the latter half of the compression stroke. In this way, since the time during which the fuel is exposed to high temperature and high pressure (high temperature and high pressure time) is shortened as a whole, even if the compression end temperature Tx is high to some extent, chemical reaction is prevented from occurring at an early stage. Abnormal combustion such as ignition is prevented.
したがって、上記構成によれば、圧縮端温度Txを下げるために有効圧縮比ε’を極端に下げる必要がなくなり、それ程多量の過給を行わなくても十分な新気量を確保することが可能になる。すなわち、有効圧縮比ε’を幾何学的圧縮比に対し大幅に低下させると、吸気弁11の閉時期がそれだけ遅らされるため、負荷に応じた十分な新気量を確保するには、大きな過給圧によって多量の新気をごく短期間で筒内に導入する必要が生じ、高い過給能力が必須となるが、燃料噴射を複数回に分割するようにした上記構成によれば、有効圧縮比ε’の低下幅が少なく済むため、過給能力がそれ程高くなくても、負荷に応じた新気量を十分に確保できるという利点がある。 Therefore, according to the above configuration, there is no need to extremely reduce the effective compression ratio ε ′ in order to lower the compression end temperature Tx, and a sufficient amount of fresh air can be ensured without performing so much supercharging. become. That is, when the effective compression ratio ε ′ is significantly reduced with respect to the geometric compression ratio, the closing timing of the intake valve 11 is delayed accordingly, so that a sufficient amount of fresh air corresponding to the load is secured. Due to the large supercharging pressure, it is necessary to introduce a large amount of fresh air into the cylinder in a very short period of time, and a high supercharging capability is essential, but according to the above configuration in which the fuel injection is divided into a plurality of times, Since the reduction range of the effective compression ratio ε ′ is small, there is an advantage that a sufficient amount of fresh air corresponding to the load can be secured even if the supercharging capability is not so high.
なお、図12のように分割噴射を行う場合、特に後段噴射F2については、ごく短時間で燃料を分散させて気化霧化する必要があるため、例えば燃料の噴射圧力を100MPa以上に設定したマルチ噴口型のインジェクタを使用することが望ましい。 In the case of performing the divided injection as shown in FIG. 12, particularly for the latter-stage injection F2, it is necessary to disperse the fuel in a very short time for vaporization and atomization. It is desirable to use a nozzle type injector.
(b)その他
上記実施例では、全ての運転領域で、理論空燃比に対する空気過剰率λを一律にλ=2.4に設定することにより、燃焼により生じるNOx量(生のNOx量)自体を十分に小さくし、NOx触媒を省略しても排ガス規制を十分に満足できるようにしたが、NOx触媒を設けることが可能であれば、少なくとも一部の運転領域で、空気過剰率λを2.4より小さくしてもよい。ただし、NOx触媒を設けたとしても、将来的に予想される厳しい排ガス規制をも十分に満足するには、空気過剰率λを少なくとも2以上に設定すべきである。図1を用いて説明したように、空気過剰率λ≧2であれば、生成されたNOxをNOx触媒で浄化することにより、その排出量を十分なレベルまで抑制することが可能である。
(B) Others In the above embodiment, the NOx amount (raw NOx amount) generated by combustion itself is set by setting the excess air ratio λ to the stoichiometric air-fuel ratio uniformly at λ = 2.4 in all operating regions. Even if the NOx catalyst is omitted, the exhaust gas regulation can be sufficiently satisfied even if the NOx catalyst is omitted. However, if it is possible to provide the NOx catalyst, the excess air ratio λ is set to 2. It may be smaller than 4. However, even if a NOx catalyst is provided, the excess air ratio λ should be set to at least 2 in order to sufficiently satisfy the severe exhaust gas regulations expected in the future. As described with reference to FIG. 1, if the excess air ratio λ ≧ 2, the generated NOx can be purified with a NOx catalyst to suppress the discharge amount to a sufficient level.
また、上記実施例では、エンジンの幾何学的圧縮比を18としたが、これ以外の圧縮比に設定してもよい。例えば、図5のグラフでは、常温で大気圧の新気を圧縮比16〜18で圧縮した場合の温度・圧力の範囲を示す領域Wが、適正な圧縮自己着火燃焼のために必要な条件を示す領域Sと重複していることから、幾何学的圧縮比を少なくとも16以上に設定すれば、その圧縮比16を最大値として有効圧縮比ε’を適宜変化させる等により、上記実施例と同様に、各運転領域で適正な圧縮自己着火燃焼を行わせることが可能と考えられる。このため、幾何学的圧縮比は少なくとも16以上に設定するとよい。
In the above embodiment, the geometric compression ratio of the engine is set to 18. However, other compression ratios may be set. For example, in the graph of FIG. 5, a region W indicating a temperature / pressure range when fresh air at atmospheric pressure is compressed at a compression ratio of 16 to 18 indicates conditions necessary for proper compression self-ignition combustion. Since it overlaps with the region S to be shown, if the geometric compression ratio is set to at least 16 or more, the effective compression ratio ε ′ is appropriately changed with the
また、上記実施例では、エンジン負荷が低いか、またはエンジン回転速度が高い場合に、圧縮端温度Txを高めて混合気を自着火させるべく、排気行程から吸気行程にかけて吸排気弁11,12をともに閉じるネガティブオーバーラップ期間NVO(図7)を設け、これによって高温の既燃ガスを燃焼室6に残留させる内部EGRを行うようにしたが、内部EGRを行うための方法は、上記のようなネガティブオーバーラップ期間NVOによるものに限られない。例えば、1気筒あたり排気弁12が2つ以上設けられたエンジンにおいては、上記排気弁のうちの1つを吸気行程中に開き、同工程中に排気通路から既燃ガスを引き戻すことにより、既燃ガスを燃焼室6に残留させるようにしてもよい。
Further, in the above embodiment, when the engine load is low or the engine speed is high, the intake /
また、上記実施例では、エンジンの全ての運転領域で混合気が自着火する圧縮自己着火燃焼を行わせるように制御したが、特にエンジンの高回転域では、燃料が高温・高圧に晒される時間(高温高圧時間)を十分に確保できないため、例えば内部EGRによる圧縮端温度Txの上昇幅が目標よりも少なかったような場合に、失火を引き起こすおそれがある。そこで、少なくともエンジンの高回転域では、点火プラグ16からの火花点火により混合気を強制的に着火させる燃焼(SI燃焼)に切り替え、エンジンの低回転域でのみ圧縮自己着火燃焼を行わせるようにしてもよい。
In the above embodiment, control is performed so as to perform compression self-ignition combustion in which the air-fuel mixture self-ignites in all operating regions of the engine. However, particularly in the high engine speed region, the time during which the fuel is exposed to high temperature and high pressure. Since (high temperature and high pressure time) cannot be secured sufficiently, misfire may occur if, for example, the increase in compression end temperature Tx due to internal EGR is less than the target. Therefore, at least in the high engine speed range, the combustion is switched to combustion (SI combustion) forcibly igniting the air-fuel mixture by spark ignition from the
6 燃焼室
25 過給機
40 ECU(制御手段)
F1 前段噴射
F2 後段噴射
6
F1 First stage injection F2 Second stage injection
Claims (8)
幾何学的圧縮比を16以上に設定し、
少なくともエンジンの低回転域で、理論空燃比よりもリーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせ、
上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、所定の負荷よりも低負荷側では、相対的に新気量を低減させつつ有効圧縮比を高め、上記所定の負荷よりも高負荷側では、上記過給機による過給圧を高めることで相対的に新気量を増大させつつ有効圧縮比を低下させることを特徴とする過給機付エンジンの制御方法。 A method for controlling a supercharged engine having a supercharger that supercharges fresh air introduced into a combustion chamber,
Set the geometric compression ratio to 16 or more,
At least in the low engine speed range, compression self-ignition combustion is performed under an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio,
Of the operating region in which the compression self-ignition combustion is performed, on the lower load side than the predetermined load, the effective compression ratio is increased while relatively reducing the amount of fresh air, and on the higher load side than the predetermined load, A control method for an engine with a supercharger, wherein the effective compression ratio is lowered while the amount of fresh air is relatively increased by increasing the supercharging pressure by the supercharger.
上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも低負荷側では、既燃ガスを燃焼室に残留させる内部EGRを行うことにより、新気量を低減させることを特徴とする過給機付エンジンの制御方法。 In the control method of the supercharged engine according to claim 1,
Among the operating regions in which the compression self-ignition combustion is performed, on the load side lower than the predetermined load, the amount of fresh air is reduced by performing internal EGR that causes the burned gas to remain in the combustion chamber. To control a supercharged engine.
上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≧2に設定することを特徴とする過給機付エンジンの制御方法。 The method for controlling a supercharged engine according to claim 1 or 2,
A method for controlling a supercharged engine, characterized in that an excess air ratio λ with respect to a stoichiometric air-fuel ratio is set to λ ≧ 2 over the entire operation region in which the compression self-ignition combustion is performed.
上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも高負荷側の負荷域の少なくとも一部では、圧縮行程後半に燃料を噴射する後段噴射と、それ以前に燃料を噴射する前段噴射とを含む分割噴射を実行することを特徴とする過給機付エンジンの制御方法。 In the control method of the engine with a supercharger according to any one of claims 1 to 3,
In at least a part of the load range higher than the predetermined load in the operation range in which the compression self-ignition combustion is performed, the latter stage injection in which fuel is injected in the latter half of the compression stroke and the fuel is injected before that. A control method for an engine with a supercharger, wherein split injection including pre-injection is executed.
幾何学的圧縮比が16以上に設定されるとともに、
少なくともエンジンの低回転域で、理論空燃比よりもリーンな空燃比下での圧縮自己着火燃焼を行わせるようにエンジンの各部を制御する制御手段を備え、
上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、所定の負荷よりも低負荷側では、相対的に新気量を低減させつつ有効圧縮比を高め、上記所定の負荷よりも高負荷側では、上記過給機による過給圧を高めることで相対的に新気量を増大させつつ有効圧縮比を低下させることを特徴とする過給機付エンジンの制御装置。 A device for controlling a supercharged engine equipped with a supercharger for supercharging fresh air introduced into a combustion chamber,
The geometric compression ratio is set to 16 or higher,
Control means for controlling each part of the engine so as to cause compression self-ignition combustion at an air-fuel ratio leaner than the stoichiometric air-fuel ratio at least in a low engine speed range;
The control means increases the effective compression ratio while relatively reducing the amount of fresh air on the lower load side than the predetermined load in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed, and more than the predetermined load. On the high load side, a supercharger-equipped engine control device that reduces the effective compression ratio while relatively increasing the amount of fresh air by increasing the supercharging pressure by the supercharger.
上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも低負荷側では、既燃ガスを燃焼室に残留させる内部EGRを行うことにより、新気量を低減させることを特徴とする過給機付エンジンの制御装置。 The control device for an engine with a supercharger according to claim 5,
The control means reduces the amount of fresh air by performing internal EGR that causes the burned gas to remain in the combustion chamber on the lower load side than the predetermined load in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed. A supercharger-equipped engine control device.
上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域の全域で、理論空燃比に対する空気過剰率λをλ≧2に設定することを特徴とする過給機付エンジンの制御装置。 The control device for a supercharged engine according to claim 5 or 6,
The control device for an engine with a supercharger is characterized in that the control means sets the excess air ratio λ with respect to the stoichiometric air-fuel ratio to λ ≧ 2 over the entire operation region in which the compression self-ignition combustion is performed.
上記制御手段は、上記圧縮自己着火燃焼を行わせる運転領域のうち、上記所定の負荷よりも高負荷側の負荷域の少なくとも一部では、圧縮行程後半に燃料を噴射する後段噴射と、それ以前に燃料を噴射する前段噴射とを含む分割噴射を実行することを特徴とする過給機付エンジンの制御装置。 In the control apparatus of the engine with a supercharger according to any one of claims 5 to 7,
The control means includes, in at least a part of the load region on the higher load side than the predetermined load, in the operation region in which the compression self-ignition combustion is performed, post-stage injection for injecting fuel in the latter half of the compression stroke, and before that A control device for an engine with a supercharger, which performs split injection including pre-injection for injecting fuel into the fuel.
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